Проект тракторного дизеля

Для виявлення найбільш напруженої шийки становлять таблицю 5.3.

Таблиця 5.3 - Навантаження на шейки

Ммах	2,87600	2,87561	0,00000	0,68556
Мin	-1,12100	-1,12133	0,00000	49,36018
?M	3,99700	3,99694	0,00000	-48,67462

Амплітуда циклу дотичних напружень, МПа:

,

де - момент опору шейки при крутінні з урахуванням ослабляючої дії мастильних свердлінь, м ³;

,

де ,

- коефіцієнт, що враховує дію, що послабляє, мастильних отворів:

_.

Запас міцності корінної шийки по дотичних напруженнях:

де - коефіцієнт динамічності, що враховує додаткові напруги від крутильних коливань, його значення більше 1 і вибирається залежно від числа кривошипів колінчатого вала;

=1,14;

 - ефективний коефіцієнт концентрації напруг для вала з поперечним свердлінням;

- масштабний коефіцієнт.

Відношення ефективного коефіцієнта концентрації напруг для вала з поперечним свердлінням до масштабного коефіцієнта приймаємо:

.

Отримане значення запасу міцності більше [n]=2...4, отже, шийка витримає діючі навантаження.

5.3.2 Розрахунок шатунної шийки

Напруги вигину в розрахунковому перетині визначають по згинальному моменті , що діє в поздовжній площині, що проходить через вісь отвору:

,

де - кут між площиною кривошипа й перетином мастильного отвору.

Для К-й шатунної шийки:

.

Розрахунок ведуть по різниці моментів:

.

Закони зміни Z_K і Т_К однакові для всіх шатунних шийок.

Для знаходження й становлять таблицю 5.4.

Таблиця 5.4 - Розрахунок згинального моменту

a	Z, кН	Миz, кН*м	T,кН	Мит,кН*м	Mи?,кН*м
330	14,632	0,5746202	-11,451	-0,4497158	0,45
340	33,753	1,3255401	-16,096	-0,6321192	0,632
350	76,13	2,9897784	-17,278	-0,6785424	0,679
360	98,668	3,8749125	0	-9,50E-16	0
370	116,291	4,5669829	26,393	1,0364954	-1,036
380	91,481	3,5926569	43,625	1,7132545	-1,713
390	52,249	2,0519179	40,891	1,6058952	-1,606
				Mи?max	0,679
				Mи?min	-1,713
				?Mи?	2,392

Розрахунок таблиці варто вести лише для декількох значень ? поблизу Z_МАКС і Т_МАКС і декількох значень ? у близі Z_МИН і Т_МИН , що забезпечує виявлення й . Далі визначають амплітуду нормальних напруг ?_а , МПа:

;

і запасу міцності для них :

,

де

;

де ? - коефіцієнт, що враховує дію послаблення, від отвору для підведення змащення:

? = 0,9.

Крутні моменти для різних шатунних шийок міняються по-різному, тому що вони залежать від підходящих моментів М_К-1,К. Розрахунку на крутіння підлягає шатунна шийка №К, для якої найбільша різниця ?М_кр, кН*м:

.

Ці різниці розраховують у таблиці 5.5.

Розрахунок для кожної шатунної шийки варто вести лише для тих значень ?_До якого перебувають поблизу максимальних значень М_К-1,К и Т_К і поблизу мінімальних М_К-1,К и Т_К .

Таблиця 5.5 - Розрахунок моментів, що скручують

?1	М1,2	Т1	Мшш1	?2	М2,3	Т2	Мшш2
370	2,198338	31,40483	3,297507	370	2,110211	31,40483	3,20938
380	3,182141	45,45916	4,773212	380	3,004187	45,45916	4,595258
390	2,746105	39,23007	4,119157	390	2,47672	39,23007	3,849773
330	-0,77646	-11,0922	-1,16468	330	-0,51215	-11,0922	-0,90038
340	-1,09761	-15,6802	-1,64642	340	-0,92125	-15,6802	-1,47006
350	-0,98175	-14,025	-1,47263	350	-0,89392	-14,025	-1,3848
		Мmах	4,773212			Мmах	4,595258
		Мmin	-1,64642			Мmin	-1,47006
		?M	6,419629			?M	6,065315

Продовження таблиці 5.5

?3	М3,4	Т3	Мшш3	?4	М4	Т4	Мшш4
190	2,005166	31,40483	3,104335	370	1,778228	31,40483	2,877397
200	2,804122	45,45916	4,395193	380	2,394395	45,45916	3,985466
210	2,19239	39,23007	3,565443	390	1,681701	39,23007	3,054754
580	-1,23078	-5,13214	-1,41041	340	-0,25692	-15,6802	-0,80573
590	-1,28076	-6,01632	-1,49133	350	-0,54021	-14,025	-1,03109
600	-1,21747	-6,57839	-1,44771	360	-9,5E-16	-2,7E-14	0
		Мmах	4,395193			Мmах	3,985466
		Мmin	-1,49133			Мmin	-1,03109
		?M	5,886522			?M	5,016551

По найбільшій різниці знаходять найбільшу амплітуду дотичних напружень ?_а , МПа:

і запас міцності по них :

.

Відношення ефективного коефіцієнта концентрації напруг для вала з поперечним свердлінням до масштабного коефіцієнта приймаємо:

.

Загальний запас міцності:

.

Отримане значення n лежить у допустимих межах - [n] = 1,5...2.

Для форсованих двигунів - [n] = 2,57 допустиме значення

5.3.3 Розрахунок щік

Найбільш напруженими є крапки сполучення щік із шатунними шейками в площині кривошипа. Напруги в цих крапках виникають тільки від дії сил Z і Т на даному кривошипі, внаслідок чого закони зміни напруг на всіх кривошипах однакові. Найбільші значення напруг виникають на щоках з найменшою товщиною , розташованих біля найбільш довгих корінних шийок.

Момент опору кривошипа при вигині, м ³:

Для b=0.0255м:

Для b=0.0275м:

При розрахунку передньої щоки ?_а1 , ?_а1 , МПа:

При розрахунку задньої щоки ?_а2 , ?_а2 , МПа:

Запаси міцності в розрахункових крапках щік по нормальних напругах , по дотичних напруженнях , і повний запас міцності знаходять по формулах:

де і - значення ефективних коефіцієнтів концентрації напруг;

, ;

- масштабні коефіцієнти.

.



Запас міцності, двігуна що допускається лежить у межах

Для форсованих двигунів - [n] = 2,5 допустиме значення

6. АНАЛИЗ ПО ПІДВИШЕНЮ ПОТУЖНОСТІ ДВИГУНА

Порівняння двигунів відбувається за енергетичними, вагогабаритниими й технологічними показниками.

До найважливіших енергетичних показників відносяться ефективна агрегатна й гальмуюча потужності, питома ефективна витрата палива, середній ефективний тиск і т.д. Визначальною все ж є ефективна потужність.

Відомо, що ефективна потужність двигуна, кВт

(6.1)

Оскільки, а робочий об'єм, то маємо

(6.2)

Бачимо, що підвищення ефективної потужності потребує збільшення будь-яких параметрів (факторів), які наведені у чисельнику формули (6.2).

Розглянемо шляхи посилення цих факторів впливу на рівні p_е.

6.1 Середній ефективний тиск

Найбільш доцільним для підвищення агрегатної потужності є нарощування середнього ефективного тиску, який за останні 70 років підвищився у 3,5…3,7

Оцінка можливого рівня підвищення середнього ефективного тиску свідчить, що існують раціональні границі такого збільшення.

Характер зміни середнього ефективного тиску від частоти обертання і діаметра циліндра з якого маємо, що у сучасних чотиритактних двигунів НТМ з діаметром циліндра від 150…300 мм і відповідно з номінальною частотою обертання колінчастого вала від 2200 до 1000 хв-¹ значення середнього ефективного тиску складає 1,6…2,4 МПа.

В останні роки вітчизняні й зарубіжні фірми працюють у напрямку підвищення середнього ефективного тиску. У лабораторії науково-дослідного інституту BICERI (Англія) проводяться пошукові роботи щодо створення двигуна із середнім ефективним тиском більше 4 МПа. Однак існує ряд факторів, що стримують зростання ефективного тиску

6.2 Середня швидкість поршня

Вона характеризує механічне навантаження елементів циліндро-поршневої групи й використовується як критерій оцінки їх зносостійкості й строку служби. Мінімальні строки служби - у двигунів НТМ з = 11... 13,8 м/с. Максимальні - у суднових тихохідних дизелів з = 4...6,5 м/с.

Збільшення частоти обертання колінчастого вала (або середньої швидкості поршня) є найбільш простим способом збільшення агрегатної потужності. Однак, як це бачимо з рис.1.1, цей підхід не отримав поширення з ряду причин:

а)ще не досягнуто рівня технології таких пар тертя, у яких забезпе
чується регенерація мастильної плівки;

б)ще не досягнуто конструктивної міцності сучасних конструкцій
них матеріалів, яку оцінюють показником питомої міцності _час / й пито
мої жорсткості Е / ; з цієї точки зору прогресивними є сплави на основі
титану та берилію (наприклад при заміні матеріалу шатуна зі сталі на ти
тановий сплав за умов рівних деформацій можливе підвищення на 17 %);

в)зростає рівень динамічних навантажень на деталі кривошипно-
шатунного механізму.

Для порівняльної оцінки навантажень використовується критерій динамічності, м²/хв²

де k - коефіцієнт, що характеризує складність конструкції поршня (k = 1 для монометалічного, наприклад, поршня; k = 1,3 для складеного поршня).

Освоєна величина вказаного критерію складає: в Україні - 108…150 м²/хв²; в Німеччині -в США - 126…136 м²/хв².

Більші значення критерію динамічності свідчать про більш якісну технологію їх виготовлення й про стабільність механічних властивостей матеріалів.

6.3 Діаметр циліндра

Такий діаметр є визначальним розміром при проектуванні двигуна й суттєво впливає на перспективи його розвитку. Зі збільшенням діаметра

циліндра, як це бачимо із залежності (6.2), потужність зростає пропорційно квадрату діаметра циліндра. Однак при цьому збільшується теплонапру-женість поршневої групи, що визначає надійність двигуна.

Різноманітність умов і факторів, що впливають на теплонапруже-ність, утруднюють отримання універсального критерію оцінки теплової напруженості поршня. Найбільш поширенним при оцінці завантаженості поршневої групи є критерій літрової потужності, оцінюючий ефективність використання робочого об'єму циліндра. В практиці сучасного двигунобу-дування для машин наземного транспорту (НТМ) освоєні рівні літрових потужностей вкладаються у такі межі:

вітчизняні чотиритактні двигуни - 16...19 кВт/л;

вітчизняні двотактні двигуни - 36...54 кВт/л;

зарубіжні чотиритактні двигуни - 23...34 кВт/л;

зарубіжні двотактні двигуни - 29.. .39 кВт/л.

Вітчизняні чотиритактні двигуни, як бачимо, за рівнем форсування поступаються зарубіжним зразкам, тоді як наші двотактні двигуни перевищують зарубіжні аналоги у 1,5...2,5 рази.

Двотактні зарубіжні двигуни НТМ мають діаметри циліндрів від 117,5 до 135 мм, чотиритактні - 135...170 мм. Вітчизняні двотактні двигуни аналогічного призначення мають розміри циліндру 120 мм, а чотиритактні - 150 мм. Указані розміри забезпечують прийнятну величину термічної напруженості, значну жорсткість конструкції, вдалу організацію робочого процесу.

6.4 Хід поршня

Хід поршня, як відомо, пов'язаний з його діаметром.У виконаних конструкціях двигунів НТМ відношення ходу поршня до діаметру (S/D) укладається у межі 1...1,2. Відмічено прагнення до зменшення S/D при збільшенні літрової потужності з метою збільшення жорсткості колінчастого валу. Найбільше розповсюдження отримали двигуни з S/D1,0.

6.5 Літраж двигуна

Діаметр циліндра, хід поршня й кількість циліндрів визначають літраж двигуна.

До недавнього часу існувала думка щодо того, аби забезпечити необхідну прийнятність двигуна, потрібно, щоб одиниці маси НТМ у тонах відповідав би літр робочого об'єму двигуна. Автори цієї концепції (фірма MTU, Німеччина) розробили двигун МВ873-Ка501 з робочим об'ємом 47,6 л при масі машини 55, 2 т. При цьому об'єм МТВ разом з запасом палива складає 7,3 м³, що більше, ніж у вітчизняних розробках у 2,5...3 рази. Тому для перспективних розробок ця фірма створила двигун нової розмірності ( D = 144 мм, S = 140 мм) - МВ883Ка500 з робочим об'ємом 27,4 л при рівні літрової потужності 40 кВт/л, що забезпечило зменшення МТВ на 2,53 м³. Таким чином, визначальним при виборі літражу двигуна є забезпечення допустимого рівня тепломеханічних навантажень з метою отримання мінімальних габаритів двигуна і МТВ.

На вітчизняних і зарубіжних двигунах кількість циліндрів не перевищує дванадцяти. Циліндри мають V-подібне розташування переважно з кутом розвалу 90 град. Незалежно від кількості циліндрів це скорочує висоту двигуна, незважаючи на нерівномірність чергування спалахів, що при цьому виникає.

Циліндри двотактних двигунів з поршнями, що протилежно рухаються, розташовуються вертикально (Англія) або горизонтально, що більш сприятливо, оскільки дозволяє суттєво зменшити висоту МТВ.

6.6 Тактність двигуна

У НМТ використовуються двотактні, чотиритактні й газотурбінні двигуни, кожний з яких має свої переваги і недоліки. Оцінка ефективності використання кожного типу двигунів повинна здійснюватися за об'ємом МТВ, шляховою паливною економічністю, пусковими якостями, технологічністю та рядом інших критеріїв, які будуть розглянуті далі.

6.7 Питома ефективна витрата палива

Для сучасних НТМ паливна економічність має принципове значення, оскільки вона визначає запас ходу й завантаження засобів технічного забезпечення горюче-мастильними матеріалами. Питомі ефективні витрати палива поршневих двигунів на режимі номінальної потужності суттєво не відрізняються одна від одної й складають 218...245 г/(кВтгод), що краще у порівнянні із ГТД у 1,3...1,4 рази. Підкреслимо, що шляхова економічність (витрата палива на 100 км) НТМ з ГТД ще суттєвіше (1,7...2 рази) гірша, ніж з поршневим ДВЗ. Тому транспортні засоби з ГТД за сумарним об'ємом МТВ разом із запасом палива, яке возиться, не мають переваг перед поршневими ДВЗ.

6.8 Стендова і об 'єктова потужність

Порівняння двигунів за потужнісними й питомими показниками здійснюється, орієнтуючись на стендову потужність, яку вимірюють (або перераховують) у нормальних умовах:

¦ температура повітря на вході у двигун поршневий і_а = 20 °С;

ГТД і_а = 15 °С;

атмосферний тиск р_а = 0,1 МПа;

опір повітря на вході у двигун р_а = 0;

опір газів на виході з двигуна р_д = 0.

При розташуванні на НТМ його стендова потужність зменшується до об'єктової за таких причин:

а) існування опору повітря на вході в компресор, що обумовлено наявністю повітроочисника (р _всос);

б) існуванням опору газам на виході з двигуна, що обумовлено наяв
ністю ежекційної системи охолодження або конструктивними особливос
тями реальної випускної траси (р_вип);

в) відбором частки повітря після компресора на потреби об'єкта (р_пов);

г) наявністю привода вентилятора для систем охолодження об'єкта (р_вент).

Стендова й об'єктова потужності пов'язані такою залежністю:

Р_еоб = Р_ест - р_всос - р_вип - р_пов - р_вент, (6.3)

або

Ре_об = (0,82…0,87)Ре_ст. (6.4)

Об'єктовій потужності відповідає об'єктова питома витрата палива, яка характеризує не рівень розробки саме двигуна НТМ, а якість конструкторських пророблень систем обслуговування двигуна.

6.9 Гальмова потужність

Рухомість об'єкта визначається прискоренням розгону і гальмування, які залежать від ефективної й гальмівної потужностей двигуна. Рівень гальмової потужності поршневого двигуна при виключеній паливоподачі

Ргал = Рдвиг + Рагр.над, (6.5)

де Р_двиг - потужність опору поршневої групи двигуна при обертанні його коленвалу від стороннього джерела; Р_{агр.над} - потужність, що споживається агрегатами наддуву.

Компресор наддувочного повітря двотактного двигуна НТМ має механічний зв'язок з поршневим двигуном; їхні потужності при гальмуванні підсумовуються й складають 50…60 % від ефективної потужності, тобто

Р_{гал.двот} = (0,5…0,6)Р_е. (6.6)

У чотиритактних двигунах агрегати наддуву мають газовий зв'язок із поршневою групою двигуна, тому гальмова потужність у них менша, ніж у двотактних, тобто

Р_{гал.чот} = (0,1…0,15)Р_е. (6.7)

У ГТД

Р_гал._ГТД = ( 0,4...0,47)Р_е. (6.8)

При цьому в ГТД заданий рівень гальмової потужності забезпечується подачею газу на задню стінку лопатки (спинку), що потребує відповідної витрати палива. Ця обставина є однією з причин погіршення шляхової економічності ГТД у порівнянні з поршневим двигуном.

6.10 Дійсний ступінь стиску

Оптимальним ступенем стиску при обраних тиску наддуву й рівні максимального тиску згоряння слід вважати такий, що забезпечує максимум ефективного коефіцієнта корисної дії.

Ефективний ККД двигуна з наддувом

(6.9)

де _турб, _комп - відповідно, відносні потужності турбіни і компресора над-дуву.

Індикаторний ККД двигуна при забезпеченні стабільного максимального тиску згоряння мало залежить від ступеня стиску. За даними Д.А. Портнова, перехід від ступеня стиску 12,4 до 10,0 при р_max = const призводить до зменшення індикаторного ККД з 0,436 до 0,430.

Вплив ступеня стиску на середній тиск тертя, який визначає ККД, за даними того же Д.А. Портнова, коректно апроксимується залежністю:

(6.10)

де Р_терт0 - середній тиск тертя при = 10.

Отже, для зменшення потужності механічних втрат доцільно зменшувати ступінь стиску. Але слід враховувати, що при зменшенні погіршуються пускові якості двигуна, тому вибір здійснюють з урахуванням усієї різноманітності факторів, що впливають на паливну економічність, надійність, експлуатаційні якості двигуна НТМ.

У сучасних двигунах для НТМ ступінь стиску обирають в межах 7,8<8<22.

Більші рівні (= 19...22) відносяться до двигунів із розділеною камерою згоряння (наприклад, двигуни МВ873, МВ838) та з камерою згоряння перемінного об'єму (наприклад, дизель AVSR-1100-3); всі такі двигуни мають помірні тиски наддуву (р_а = 0,18...0,22 МПа), що робить можливим суттєве підвищення в них ступеня стиску .

Нижчі рівні (= 13...16) мають двигуни із збільшеним тиском наддуву (р_а > 0,3 МПа).

Найменший рівень (=7,8) серед порівнюваних двигунів НТМ має французький двигун “Гіпербар”, що має тиск наддувного повітря р_а = 0,8 МПа й спеціальну систему пуску.

На вітчизняних серійних двигунах НТМ ступінь стиску є вкладається у межі 14...16,5, а на дослідних зразках дещо знижена до 12...13.

6.11 Коефіцієнт надлишку повітря

Коефіцієнт надлишку повітря а впливає перш за все на індикаторні показники двигуна, а також на середню температуру робочого циклу, локальні температури у камері згоряння.

Із збільшенням а поліпшуються умови вигоряння палива, тому зростає г,_і і падає температура відпрацьованих газів. Однак у дизелях з надду-вом при зростанні коефіцієнта надлишку повітря зростають витрати потужності на привід компресора, що знижує механічний ККД. Оптимальним вважають для поршневих двигунів різних типів =1,6...2,2. У ГТД =3,8...4,2, що спричиняє збільшення габаритів повітроочисника й зниження коефіцієнта очищення повітря від пилу.

6.12 Максимальний тиск згоряння

Максимальний тиск згоряння залежить від тиску наддуву, ступеня стиску, кута випередження паливоподачі, температури стінки КЗ та ін. Крім того, для якісного протікання робочого процесу у циліндрі ДВЗ необхідно забезпечити, аби відношення максимального тиску згоряння до тиску стиску було б не меншим 1,2 (1,2).

Підвищення максимального тиску згоряння дозволяє збільшити повноту індикаторної діаграми, але приводить до зростання навантажень у кривошипно-шатунному механізмі. Тому задачею конструктора-розробника є такий вибір компромісного рішення, аби задовольнити вимоги щодо економічності, температури випускних газів й надійності. На сьогоднішній день вже знайдено конструктивні рішення, які дозволяють забезпечити стабільну роботу двигуна НТМ при максимальних тисках згоряння до 15-18 МПа.

Переглянувші основні способі пшдвішення потужності двігуна мі вібрали підвішення потужності завдяки підвішеня нагнітаючого повітря завдяки відцентрового компресора з газовім звязком шо опісано ніжче

6.13 Наддув ДВС

Форсування двигунів НТМ за середнім ефективним тиском (літровою потужністю) потребує відповідного підвищення тиску наддуву р_к (рис.4.30).

За останні 30 років тиск наддуву підвищився більше, ніж у 2 рази и сягає _к (ступінь підвищення тиску повітря у компресорі) на рівні 4,0. У найближчі роки слід чекати створення компресорів з _к = 4,8...5,5, тобто застосування дизелів із надвисокым надувом.

У сучасних комбінованих турбопоршневих двигунах потужність компресора складає до 40 % від ефективної потужності двигуна і буде нарощуватися по мірі його подальшого форсування, яке є тенденцією розвитку НТМ.

Привід компресора здійснюється за трьома схемами: від турбіни, колінчастого вала двигуна або комбіновано.Схеми приводів компресора для наддуву показані на рис.4.31.

Найбільш росповсюдженна схема

Агрегат, що складається із компресора і турбіни (для його приводу), що має з поршневим двигуном тільки газовий зв'язок, зветься турбокомпресором. Елементи турбокомпресора встановлені на загальному роторі.

Турбокомпресори (ТК) застосовуються тільки у чотиритактних двигунах, де забезпечений баланс потужностей між турбіною та компресором (рис.4.31,а).

За схемою рис.4.31, б, тобто з приводним (від колінчастого вала) компресором, виконуються двотактні (фірма “Лейланд”) та чотиритактні двигуни (В-46, В-84) НТМ.

Комбінований зв'язок між поршневою і лопатковою машинами (рис.4.31,в)

мають високофорсовані двигуни, в яких величина дисбалансу потужностей турбіни і компресора перемінна за зовнішньою й навантажувальною характеристиками. Цей дисбаланс компенсується відбиранням потужності від колінчастого вала.Переваги і недоліки кожної із схем приводу компресора для наддуву наведені у табл.4.1.

Газовий зв'язок компресора та двигуна, що широко застосовується на форсованих чотиритактних двигунах НТМ, має ряд суттєвих недоліків, головним з яких є висока інерційність ротора, що призводить до диміння двигуна при роботі його на перехідних режимах, коли різкий накид навантаження (і різке збільшення циклової паливоподачі) випереджує розкрутку ротора ТК, що недопустимо збагачує робочу суміш.

При механічному зв'язку компресора з двигуном при збільшенні тиску наддуву погіршується постачання двигуна повітрям на режимі крутного моменту у зв'язку із збільшенням крутизни кривої тиску повітря залежно від частоти обертання колінчастого вала. При незмінному діапазоні частот обертання, на більш форсованому двигуні рівні p_к на режимах номінального і крутного моментів відрізняються на значну величину. Тому при форсуванні двигуна погіршується коефіцієнт пристосування. З метою усунення цього недоліку на двигунах з механічним зв'язком керують тиском наддуву, що збільшує швидкохідність компресора на режимі крутного моменту

При диференційному зв'язку колінчастого вала двигуна з компресором забезпечується автоматичне регулювання передаточного відношення залежно від зовнішнього навантаження та швидкості руху. Однак при зниженні частоти обертання колінчастого вал має місце надмірна розкрутка компресора, що призводить до підвищення тиску наддуву и максимального тиску згоряння. Крім того, епіциклічна шестірня передає всю потужність двигуна, що вимагає спеціальних заходів щодо забезпечення надійності її роботи.

Наведені недоліки усунуті при установці опорожнюваної гідромуфти у ланцюгу “колінчастий вал - редуктор компресора” Зміна передавального відношення досягається регулюванням заповнення маслом гідромуфти, що дозволяє на режимі максимального крутного моменту отримувати передаточне відношення і = 13... 14, а на режимі номінальної потужності - і = 9,5...10 (діапазон частоти обертання ...1,37). У даній схемі зміна передавального відношення пов'язана з втратами через просли-зання гідромуфт, що веде до погіршення економічності. Крім того, збільшується час перехідних процесів, оскільки необхідним є заповнення й звільнення гідромуфт.

Велику швидкодію мають гідрооб'ємні машини При повороті люльки змінюється продуктивність насоса, відповідно змінюється частота обертання мотора й сонячної шестірні, що веде до зміни частоти обертання колеса компресора. Це забезпечує зміну передаточного відношення від і = 9,0...9,5 (режим номінальної потужності) до і = 16 (режим максимального крутного моменту) при діапазоні частот обертання К_п = 1,6... 1,75. Дана схема дозволяє забезпечити найбільші коефіцієнти пристосування й діапазон частоти обертання.

У комбінованій схемі як перший ступінь використовують компресор, що має газовий зв'язок з турбіною. Другий ступінь має механічний зв'язок із колінчастим валом. Між першим і другим ступенями установлено випрямний апарат. Завдяки газовому зв'язку першого ступеня компресора з двигуном, автоматично регулюється тиск наддуву залежно від навантаження, що також дозволяє поліпшити характеристики двигуна.

З метою перевірки впливу типу привода компресора на рухомість НТМ проведені порівняльні випробування трьох типів двигунів, що мають рівну потужність, але відрізняються типом зв'язку компресора з колінчас-

а) з механічним приводом компресора; коефіцієнт пристосування К_м = 1,17, діапазон частоти обертання К_п = 1,36;

б) з гідромеханічним приводом компресора; К_м = 1,32; К_п = 1,36;

в) з комбінованим приводом компресора; К_м = 1,30; К_п = 1,36.
Результати випробувань наведено у табл.4.2, звідки маємо:

Збільшення К_м з 1,17 до 1,30 при рівних потужностях двигунів веде до збільшення середньої швидкості двигуна до 5 %; при цьому шляхова витрата палива зростає випереджальними темпами, що пояснюється неузгодженістю законів повітропостачання та паливоподачі при роботі на перехідних режимах, яка викликає збільшене диміння двигуна; при гідро-об'ємному приводі середня швидкість руху випереджає зростання шляхової витрати палива та є найбільш перспективною для механічного зв'язку компресора з колінчастим валом двигуна;

г) розгінні характеристики НТМ при збільшенні К_м поліпшуються; тому збільшення коефіцієнтів пристосованості і робочих частот обертання з ростом потужності двигуна є визначальною вимогою для двигунів НТМ.

Проведеними порівняльними випробуваннями показано, що двигуни рівних потужностей, але з поліпшеними зовнішніми характеристиками, можуть забезпечити збільшення рухомості на 15...20 % та поліпшення паливної економічності на 8...10 %. При цьому керований привід за допомогою гидрооб'ємних машин дозволив змінювати з 9 до 16 передавальне відношення від двигуна до відцентрового вала компресора, що сприяло збільшенню К_м до 1,4, а К_п - до 1,75.

Таким чином, робимо принциповий висновок, що розвиток НТМ буде залежати не тільки від агрегатної (літрової) потужності, але й від характеру протікання зовнішньої характеристики двигуна.

6.14 Елементи відцентрового компресора

Спочатку торкнемося оцінки ефективності компресора. Ефективність ступеня компресора оцінюється його адіабатичним ККД:

де індекси «к» та «0»- це параметри повітря на виході з компресора та на вході в нього відповідно.

Такий рівень адіабатичного ККД для двигунів НТМ при отриманні прийнятного рівня економічності повинен бути не менше 0,8.

Вказаний рівень адіабатичного ККД може бути забезпечений при _к3,5 у одному ступені, а при більших значеннях - у двох ступенях.

Основні елементи відцентрового компресора

вхідний патрубок;

вхідний напрямний апарат;

робоче колесо;

безлопатковий дифузор;

лопатковий дифузор; г повітрозбірник.

Вхідний патрубок призначений для підведення повітря до робочого

колеса з найменшими втратами енергії. Вхідні патрубки поділяються на осьові, радіально-кругові й коліноподібні, що визначається загальною компоновкою НТМ, місцем установки повітроочисника. Найменші втрати енергії властиві осьовим патрубкам, що мають найменші габарити, тобто

коліноподібним патруб-кам, які найчастіше використовуються на двигунах НТМ.

З метою отримання рівномірного поля швидкостей патрубку на вході у робоче колесо надають форму конфузора із відношенням площин вхідного та вихідного перерізів F ₀/ F ₁ = 1,8...2,6. При цьому швидкість повітря на виході з патрубка складає 100...180 м/с.

Ефективність конс трукції вхідного патрубка оцінюється коефіцієнтом

втрат x_вх , який не повинен перевищувати 0,02…0,10;

де L_вх - робота що затрачується на подолання втрат у патрубку С1- швидкість повітря у вихідному перерізі

Для оцінки рівномірності поля швидкостей на виході з патрубка користуються коефіцієнтом нерівномірності статичного тиску вздовж периметра:

де Р_0min Р_0max Р0сер. - відповідно мінімальні, максимальні й середні величини тисків вздовж периметра вихідного перерізу.

Нерухомий напрямний апарат, що служить для керування тиском наддуву у залежно від частоти обертання колінчастого валу. При цьому на режимі крутного моменту лопатки обертаються на 20...25° проти напрямку обертання робочого колеса, що збільшує тиск наддуву й витрату повітря. На режимі номінальної потужності лопатки обертаються на 10° у напрямку обертання робочого колеса, що веде до зниження тиску наддуву і потужності на привід компресора.

Однак такий спосіб регулювання тиску наддуву дуже ускладнює конструкцію компресора. Крім того, через попадання пилу в зубчатий привід лопатки втрачають рухомість. Тому нерухомий напрямний апарат у двигунах НТМ не отримав застосування.

6.15 Оборотній направляючий апарат

(ОНА) являє собою початкову зону робочого колеса. ОНА повинен забезпечити плавний вхід повітря у міжлопаткові канали робочого колеса, а також рівномірну, безперервну течію у місці повороту потоку із осьового напрямку на радіальний.

ОНА являє собою криволінійний дифузор, у якому зменшується швидкість та збільшується тиск у напрямку руху потоку. Середня швидкість потоку при виході з ОНА зменшується у 1,8...2,0 рази.

Величина колової швидкості лопаток ОНА змінюється лінійно вздовж радіусу не тільки за величиною, а й за напрямком У зв'язку з цим вхідні кути лопаток ОНА виконуються перемінними: у втулочному перерізі - 40...42°, у периферійному - 30...32°.

ОНА виконується разом з робочим колесом або окремо. Відйомний ОНА спрощує технологію виготовлення й дозволяє поліпшити умови профілювання міжлопаткових каналів. У цьому разі ОНА й робоче колесо збирають на з'єднувальній втулці, а потім встановлюють на вал компресора.

Лопатки відйомного ОНА більш схильні до вібрацій. Для збільшення власної частоти й зменшення амплітуди коливань лопатки ОНА виконуються перемінним перерізом вздовж висоти з товщиною у кореня не менш, ніж 1,8 мм та притискуються до лопаток колеса із натягом, який отримується завдяки нахилу їхніх поверхонь (кут нахилу 6…8). Величина власної частоти лопаток повинна контролюватися на кожному ОНА.

6.16 Робоче колесо

Є основною частиною відцентрового ступеня, де повітрю передається робота, що витрачається на збільшення його потенціальної та кінетичної енергії.

У двигунобудуванні отримали розповсюдження закриті, напіввідкриті та відкриті колеса компресорів

Колеса закритого типу мають найбільший ККД завдяки малим гідравлічним витратам. Однак закриті колеса використовуються замало через складність їх виготовлення і низьку міцність від утоми, яка викликана наявністю покривного диску.

Колеса напіввідкритого типу мають більшу міцність від утоми й забезпечують високі напори в одному ступені. Однак напіввідкриті ступені мають і недоліки:

- вентиляційні втрати через перетікання повітря у напрямку, протилежному обертанню колеса;

- втрати, пов'язані з тертям і гальмуванням потоку нерухомою передньою стінкою;

- велика схильність лопаток до вібрацій.

Ці недоліки ще в більшій мірі виявляються на відкритих колесах.

З метою отримання ККД напіввідкритого колеса на рівні закритого необхідно:

а) зменшувати захаращення входу в ОНА за рахунок зменшення кі
лькості лопаток робочого колеса;

б)зменшувати об'єми міжлопаткових каналів за рахунок збільшення
кількості лопаток робочого колеса;

в)зменшувати зазор між передньою кромкою лопатки й нерухомою
стінкою до 0,5…0.6 мм;

г)збільшувати чистоту робочих поверхонь за рахунок віброшліфу-
вання й подальшого анодування.

Дотримання вказаних заходів дозволяє забезпечити однакові рівні адіабатичних ККД компресорів з закритими та напіввідкритими колесами (на рівні _кад = 0,80…0,83).

У зв'язку з відсутністю на напіввідкритих колесах із алюмінієвого сплаву АК4-1 покривного диску їх колові швидкості збільшені у порівнянні з закритими колесами на 10…15 % й доведені на компресорах з механічним зв'язком до 425 м/с, а на двигунах із газовим зв'язком - до 515 м/с. Напіввідкриті колеса отримали найбільше розповсюдження на НТМ.

Енергія повітряного потоку передається у міжлопаткові канали. У відцентрових компресорах застосовують 3 типи лопаток: загнуті вперед, радіальні, загнуті назад. Згідно з рівнянням Ейлера робота, що передається колесу 1 кг повітря,

L _E = U₂ C _{2 u} - U ₁C_1u

При однаковій коловій швидкості U₂ найбільшу роботу виконують активні колеса, що мають найбільше значення складової C₂u

При рівних колових швидкостях ступінь підвищення тиску в активних колесах вища на 10...15%, ніж у радіальних. Однак активні колеса мають вузькішу зону усталеної роботи та більш схильні до помпажу. Тому у двигунах НТМ частіше використовують колеса з радіальними або загнутими назад лопатками, що мають більш високі ККД.

6.17 Дифузори

Дифузори призначені для перетворення кінетичної енергії повітря на виході з колеса у статичний тиск. У відцентрових компресорах застосовуються безлопаткові і лопаткові дифузори.

6.18 Безлопатковий дифузор

Безлопатковий дифузор являє собою кільцеву щілину із паралельними або такими, що є розбіжними, стінками. В ньому швидкість повітря зменшується внаслідок збільшення площини з ростом діаметра. Оптимальні співвідношення розмірів безлопаткового дифузора вкладаються у межі

Крім того, у безлопатковому дифузорі здійснюється вирівнювання потоку повітря, яке вельми нерівномірне після колеса; це зменшує шум та втрати при вході у лопатковий дифузор.

6.19 Лопатковий дифузор

Лопатковий дифузор являє собою кругову решітку, створену лопатками, в яких здійснюється примусовий поворот потоку, що викликає його швидке гальмування.

Кількість лопаток дифузора обирається такою, щоб виключити їхню кратність відносно лопаток робочого колеса та запобігти резонансні явища в колесі. Наприклад, при кількості лопаток робочого колеса = 14 або 28 кількість лопаток дифузора повинна складати 15...18.

Геометричний вхідний кут лопаток на середній лінії вибирається рівним куту виходу потоку повітря із безлопаткового дифузора на номінальному режимі, тобто _3л = _{3безлоп} або більше на 30'...1°30', що й забезпечує мінімум втрат на вході.

Вихідний кут решітки звичайно.

₄ = _3л+ (14...18)°.

Ширина дифузора на вході звичайно дорівнює ширині безлопаткового дифузора на виході, тобто Відносна ширина дифузора на виході звичайно

Профілі лопаток, що суттєво впливають на втрати, виконуються конформним відображенням плоскої компресорної решітки на кільцеву. Середні лінії дифузорних лопаток згинають на параболі з максимальним прогинанням, що розташовується на відстані Х = 0,5-6 від вхідної кромки.

Лопатки оброблюються на програмних верстатах з подальшим поліруванням та анодуванням, що зменшує втрати й пиловий знос лопаток.

6.19 Повітрозбірник

Повітрозбірник призначений для відведення повітря до нагнітального трубопроводу і виконується звичайно у вигляді одно- або двозахідного завитка. Площа поперечного перерізу завитка Г_0з у початковому перерізі вибирається рівною площі дифузора. Зміна площі за кутом розгортання завитка приймается пропорційно куту

що забезпечує рівність швидкостей повітря по всій довжині завитка. Швидкість повітря у завитку звичайно складає 75... 120 м/с.

Вибір основних розмірів підкорюється загальним закономірностям, наведеним вище.

Для двигунів НТМ велике значення має характер протікання _к залежно від частоти обертання та витрати повітря. З цією метою знімають характеристики компресора у координатах _к = (С_повпр), де G_повпр - витрати повітря. Одночасно вказують і значення адіабатичного ККД компресора.

Випробування свідчать про наступне:

рівень адіабатичного ККД є однаковим для всіх видів коліс;

з ростом _к звужується зона утомленісної роботи компресора;

реактивне колесо має високі значення адіабатичного ККД у широкому діапазоні частоти обертання;

ступінь підвищення тиску може бути збільшений на 15…20 % при рівних колових швидкостях за рахунок двоступеневого стиску.

6.20 Розрахунок турбокомпресора для проектованого двигуна

Розрахунок був проведений в програмі Excel для якой був розроблений алгоритм розрахунку турбонагнитача результаты розрахунку преведені нижче.

- ефективна потужність - N_eквт;

- частота обертання колінчастого вала - n хв^-1;

- доля. эф. витрати палива - g_e г/(квт*ч);

- тактність двигуна - ? ;

- число циліндрів - z;

- діаметр циліндра - D;

- хід поршня - S;

- коефіцієнт надлишку повітря - ?;

- коефіцієнт наповнення - ?_vs;

- коефіцієнт витоку продувного повітря - ?;

- температура повітря після охолоджувача - T_s;

- призначення двигуна - комбайновий;

- втрати тиску в повітряному тракті до компресора - ?р_к МПа;

- втрати тиску в охолоджувачі надувального повітря - ?р_охл МПа;

- тиск навколишнього повітря - р₀ МПа;

- температура навколишнього повітря - T₀.

- Витрата палива поршневого двигуна за годину - Вч кг/год;

- Витрата повітря поршневого двигуна, - кг/с;

- теоретично необхідна кількість повітря для згоряння - L₀

- Коефіцієнт, що враховує втрати повітря в тракті після нагнітача до двигуна, -

- Втрати повітря через нагнітач - G_к кг/с

- Розрахунковий коефіцієнт для вибору рівня тиску повітря після нагнітача - Па/К

- газова постійна повітря - R_п

- Тиск наддування -МПа,

- тиск навколишнього середовища - р_о

- втрати тиску у впускному тракті -

- Температура повітря після нагнітача - К

- Розрахунковий коефіцієнт - А, Па/К

- Ступінь стиску повітря в компресорі -

- Температура повітря після нагнітача - К

- Приймаємо рівень температури - Т_s К

- Тиск наддування повітря - Р_S МПа

-ККД нагнітача - ?_к

- зовнішній діаметр колеса компресора - D₂

- коефіцієнт адіабати -

- коефіцієнти мольної теплоємності для повітря - ,

- ступеня охолодження надувального повітря -

- Питома робота для приводу компресора - Дж/кг

- Товщина лопаток на виході й на вході - ₂, ₁ м

- Коефіцієнт циркуляції - ?

- емпіричний коефіцієнт - к₉₀

- число лопаток колеса компресора - z_к

- коефіцієнт потужності - _N

- коефіцієнт дискового тертя - _д

- Колова швидкість колеса на діаметрі - D₂ - м/с

- Частота обертання ротора турбокомпресора - мин-¹.

- Тиск повітря в перетині - p Па

- Швидкість повітря в перетині - С

- Температура потоку повітря в перетині - К

- Щільність потоку в перетині - кг/м³

- Площа перетину - м²

- Втрати енергії потоку у вхідному пристрої компресора - Дж/кг

- Розрахунковий коефіцієнт для обчислення показника політропи -

- Середній показник політропи потоку повітря для процесів між перетинами- “а” и “1” -

- Щільність потоку повітря в перетині - кг/м³

- Відносний діаметр маточини -

- відносний зовнішній діаметр колеса компресора -

- Зовнішній діаметр колеса компресора - D_н м

- Середній діаметр колеса компресора на вході - м

- Лінійна швидкість колеса компресора на діаметрі - м/с

- Відносна швидкість потоку повітря - м/с

- Кут входу потоку у відносному русі -

- Конструктивний кут лопатки робочого колеса на вході - _1л

- кут атаки потоку повітря - i

- Коефіцієнт стиску потоку на вході в колесо - ?₁

- Коефіцієнт втрат енергії -

3.4 Загальні втрати енергії при русі потоку повітря в робочому колесі компресора, Дж/кг

3.6 Коефіцієнт визначення середнього показника політропи -

- Крок лопаток на виході з робочого колеса - м

- Радіальна швидкість - С_2r м/с

- Абсолютна швидкість потоку на виході з колеса компресора - м/с

- Відносна швидкість потоку на виході з колеса компресора - м/с

Вихідні дані розрахунку турбокомпресора програми Excel приведені ніжче

тракторний дизель двигун деталь проектування



	Вихідні дані
	Ne=	115
	n=	1900
	ge=	214,6
	tau=	4
	z=	4
	D=	0,12
	S=	0,14
	alfa=	1,95
	tt=	874
	nvs=	0,91
	v=	0
	ts=	333
	dPк=	0,003
	dPхл=	0,004
	Po=	0,1013
	to=	20
1	Вибір та обгрунтування типорозміру нагнітачувача
	системи газотурбінного наддуву комбінованого ДВС.
1,1	Вч=	24,68
1,2	Gs=	0,19182781		Lo=	14,35
1,3	Gk=	0,1934		beta=	1,008
1,4	A=	605,54		Rn=	288,1
1,5,1	Пк1=	1,83		Ps1=	0,18
	Tk1=Ts1=	371,97		nk=	0,7
	A1=	484
	Пк2=	3,05		Ps2=	0,3
	Tk2=Ts2=	450,16
	A2=	666
	Ps=	201644
	Пк=	2,0920
1,5,2			Выбираем	ТКР	11
	Тк=	388,5		?k=	0,72
	mCv=	21,24
	K=	1,391
	Тк=	386,9	Уточнене значення
	E=	0,57	<0,8
2	Попередні розрахунки.
2,1	Lk=	96179		K=	1,391
				Пк=	2,092
				nk=	0,72
2,2			Вибираємо	delta2=	0,0015
2,3	Мю=	0,812	Вибираємо	Zk=	14
				D2=	0,11
			Вибираємо	K90=	0,023
2,4	МюN=	0,872	Вибираємо	alfad=	0,06
2,5	U2=	332,1
2,6	ntk=	57654
3	Пристрій для входу повітря у компресор.
3,1	Pa=	98300
3,2			Вибираємо	Ca=	50
3,3	Ta=	291,8		Rn=	288,1
	K=	1,3952
	Ta=	291,8	Уточнене значення
3,4	РОa=	1,1694
3,5	fa=	3,307E-03		Gk=	0,1934
3,6	C1=	0,241		U2=	332,1
			Выбираем	C1=	80
3,7	T1=	289,9
	K=	1,3954
	T1=	289,9	Уточнене значення
3,8			Вибираємо	Евх=	0,08
3,9	Lвх=	256
3,10	Ma=	3,9926
3,11	na=	1,3342
3,12	P1=	95746
3,13	РО1=	1,147
3,14	f1=	2,108E-03
3,15	Do=	0,033	Вибираємо	Do=	0,3
3,16	Dn=	0,558	0,55….0,7	D2=	0,11
3,17	Dn=	0,0614
3,18	D1=	0,0493
3,19	U1=	148,77		ntk=	57654
3,20	W1=	168,92
3,21	beta1=	28,27
3,22	beta1л=	32,53	30…35	i=	4,26	Вибираємо
3,23	tau1=	0,748		delta2=	0,0015
				Zk=	14
3,24	C1"=	107,0
3,25	beta1"=	35,72
4	Розрахунки параметрів робочого колеса компресора.
4,1			Вибираємо	E1=	0,16
4,2	L1=	2282,7		W1=	168,92
4,3	L2=	512	Вибираємо	E2=	0,16
				C1=	80
4,4	L3=	6616,0		alfad=	0,06
				U2=	332,1
4,5	Lрк=	9410,7
4,6	T2=	345,4		T1=	289,9
				Мю=	0,812
				K=	1,3954
				Rn=	288,1
	K=	1,3933
	T2=	345,2	Уточнене значення
4,7	mk=	2,955
4,8	nk=	1,5115
4,9	P2=	160473		P1=	95746
4,10	РО2=	1,6135
4,11	t2=	2,467E-02		D2=	0,11
				Zk=	14
4,12	tau2=	0,9392		delta2=	0,0015
4,13				C2r=W2r=C1=	80
4,14	C2u=	269,7
4,15	C2=	281,3
4,16	W2u=	-62,3
4,17	W2=	101,4
4,18	alfa2=	16,53	15….25
4,19	beta2=	-52,09	(-45)…(-65)
4,20	delta2=	37,91
4,21	b2=	4,62		Gk=	0,1934
4,22	П2=	1,676
4,23	n2ad=	0,8217	Перевірка
5	Безлопатковий дифузор.
5,1	D3=	0,127	Вибираємо	D3=D3/D2=	1,15	1,1…1,2
				D2=	0,11
5,2	b3=	4,39	Вибираємо	b3=	0,95	0,9…1,0
				b2=	4,62
5,3			Вибираємо	ро3/ро2=	1,0464
5,4	С3=	231,1		C2=	281,3
				tau2=	0,9392
5,5	T3=	357,81		T2=	345,2
				Rn=	288,1
				K=	1,3933
	K=	1,3906
	T3=	357,75	Уточнене значення
5,6	Р3=	174287		Р2=	160473
				?3=	0,65
5,7	ро3=	1,6910
5,8	ро3/ро2=	1,0480	Перевірка	ро2=	1,6135
5,9	n3=	1,761
5,10	Lr3=	4502
5,11	?3=	1,0861
6	Лопатковий дифузор.
6,1			Вибираємо	D4=D4/D2	1,5	1,4…1,8
6,2	D4=	0,165		D2=	0,11
6,3			Вибираємо	?=	2	0…6
6,4	b4=	0,00506		b3=	4,39
				D3=	0,127
6,5			Вибираємо	Zd=	23
6,6	t3=	1,7270E-02
	t4=	2,2526E-02
6,7	tau3=	0,9131	Вибираємо	?3=?4=	0,0015	0,0015…0,0025
	tau4=	0,9334
6,8	C"3=	253,11		C3=	231,1
6,9	f3=	4,5176E-04		Gk=	0,1934
				ро3=	1,6910
6,10	a3=	4,4775E-03
6,11	?3=	16,50	Перевірка	?3=?2=	16,53
6,12	?4л=	28,50		?3л=	16,50
			Вибираємо	x=	12	10…18
6,14	?ср=	22,50
6,15	?4=?4л=	28,50
6,16	f4=	1,1669E-03
6,17	fd=	2,58	Перевірка	1,7…2,5(1,7…3,5)
6,18	?=	7,16	Перевірка	6…12
6,19	a4=	1,003E-02
6,20	T"3=	352,56		K=	1,39078
				Rn=	288,1
				T3=	357,75
6,21	K=	1,39036	Перевірка
6,22			Вибираємо	?4=	0,7	0,7…0,85
6,23	n/(n-1)=	2,4932
	1/(n-1)=	1,4932
6,24			Вибираємо	m4=	0,941	Підбираємо
6,25	C"4=	119,31
6,26	T"4=	376,837
6,27	K=	1,3896
	T"4=	376,8	Уточнене значення
6,28	?T4=	2,1E+00	Перевірка	<0,5
6,29	P4=	198363		P3=	174287
6,30	?4=	1,1381
6,31	Lr4=	7498,1
7	Збірна завитка.
7,1			Вибираємо	C5=	50	50…80
7,2	T5=	382,5		T"4=	376,8
				C"4=	119,31
				K=	1,3896
				Rn=	288,1
7,3	K=	1,3885
	T5=	382,5	Уточнене значення
7,4			Вибираємо	?5=	0,65	0.3…0.65
7,6	n/(n-1)=	1,7558
7,7	P5=	203660		P4=	198363
7,8	?5=	1,8481
7,9	f5=	2,0925E-03		Gk=	0,1934
7,10	?5=	1,0267
7,11	Lr5=	2985
8	Параметри стисненого повітря.
8,1	T*=Tk=	383,72		C5=	50
				K=	1,3885
				Rn=	288,1
				T5=	382,5
8,2	K=	1,3882
	T*=Tk=	383,72	Уточнене значення
8,3	P*=Pk=	205980		P5=	203660
8,4	?k=	2,095		?k=	2,0920
	?1=	0,164	Перевірка	<3%
8,5	K=	1,3917		To=	293
8,6	?k=	0,748		?k=	0,748
	?2=	0,061	Перевірка	<3%
8,7	Nk=	17957	Вт	Gk=	0,1934
	Газова турбіна системи ГТН комбінованого ДВЗ.
9	Попередні розрахунки основних параметрів газової турбини.
9,1	Gt=	0,199		nt=nk=	57654
				Nt=Nk=	17,96
				?t=	0,72	табл.3
				Gs=	0,192
				Bч=	24,68
9,2	Rг =	286,7		?г=	29	29…30
9,3	P2=	0,104		Po=	0,1013
				?Pгл=	0,0027	0.001…0.03
9,4			Залежать від	Zc=	15
			ТКР	Zt=	14
9,5	Lад.т =	125528
9,6	?с=	1,950		?=	1,95
				v=	0
9,7	a?=	20,70
	b?=	5,23E-03
	ap?=	29,012
9,8	Mт =	6,8511E-03
9,9	Hт =	252		Tt=	1147	°K
9,10	Нот =	234,0
9,11	hот =	34161
9,12	Tот =	1073,5
9,13	Kт =	1,314
9,14	? т =	1,4922
9,15	Pт =	0,1552
9,16	Co=	501,1
9,17			Вибираємо	U1=U1/Co=	0,6	0.5…0.65
9,18	U1=	300,6
9,19	D1=	0,0996	Округляємо	D1=	0,100
	U1=	301,7	Уточнене значення
	U1=	0,602	Уточнене значення
10	Сопловий апарат газової турбіни.
10,1			Вибираємо	?=	0,5	0.45…0.55
10,2	Lад.c =	62764		Lад.т =	125528
10,3	P1=	0,1276	Уточнити	Kт =	1,33413	п 10.8
				Rг =	286,7
				Tt=	1147
				Pт =	0,1552
10,4	?=P1/Pт =	0,822		?кр=	0,54
	?>?кр	Докритичний режим
10,5			Вибираємо	?=	0,96	0.92…0.97
10,6	C1=	340,1
10,7	T1=	1096,5
10,8	K=	1,31292	Уточнити
				a?=	20,70
				b?=	5,23E-03
10,9	?1=	0,4060
10,10	f1=	1,4388E-03		Gt=	0,199
10,11	Dc=	0,107		Dc=	1,07	1.05…1.1
				D1=	0,100
10,12	tc=	0,02240		Zc=	15
10,13			Вибираємо	?c=	0,001	0.0005…0.002
10,14	tauC=	0,9554
10,15			Принимаемо	?1=	18	14…20(12…28)
10,16	bC=	1,451E-02
11	Робоче колесо турбін.
11,1	C1r=W1r=	105,1		C1=	340,1
				?1=	18
11,2	C1u=	323,5
11,3	W1u=	21,8		U1=	301,7
11,4	W1=	107,3
11,5	?1=	78,33
11,6			Принимаемо	?=	0,88	0.85…0.95
11,7			Принимаемо	r =D1/D2=	0,55	0.55…0.75
11,8	W2=	238,6		?=	0,5
				Co=	501,1
11,9	T2=	1051,2		T1=	1096,5
				Kт=	1,313
				Rг =	286,7
11,10	?2=	0,34510		P2=	0,104
11,11			Принимаемо	?впр.=	0,02	0.02…0.03
11,12	f2=	2,3652E-03		Gт =	0,199
11,13			Принимаемо	?2=	35	30…35(25…45)
11,14			Принимаемо	?2=	0,0015	0.001…0.002
11,15	D2=	0,055		D1=	0,100
11,16	t2=	1,2336E-02		Zm=	14
11,17	tau2=	0,8784
11,18	L2=	2,7195E-02
11,19			Принимаемо	Do=	0,2	0.2…0.3
11,20	Do=	2,00E-02
11,21	D2т=	0,0744
11,22	D2=	0,05447
	?=	0,973820	Перевірка	<1%
11,23	U2=	165,9
11,24	C2a=W2a=	136,8
11,25	W2u=	195,5
11,26	C2u=	29,6
11,27	C2=	140,0
11,28	?2=	77,8
12	ККД і потужність газової турбіни.
12,1	Lrc=	4921		?=	0,96
				Lад.c =	62764
12,2	Lrk.т =	8295		?=	0,88
				W2=	238,6
12,3	Lrc2=	9797		C2=	140,0
12,4			Принимаемо	?т.в.=	2,5E+03	(2…5)E+03
12,5	Lт.в.=	1403		D1=	0,100
				Gт=	0,199
				U1=	301,7
				?1=	0,4060
12,6	Lrп=	2511		?впр.=	0,02
				Co=	501,1
12,7	L?т=	26927
12,8	?oi=	0,7855		Lад.т =	125528
12,9	?м.т=	0,92	Перевірка	?t=	0,72
12,10	Nт=	17957	Вт
	Nт=	18,0	кВт

Писля розрахунку ми бачемо що для двигуна с підвішеною потужністью ми вибераем ТКР11 для ефектівной роботи двігуна

7. ЕКОНОМІЧНЕ ОБҐРУНТУВАННЯ БАКАЛАВРСЬКОГО ПРОЕКТУ

Метою даного розділу є обґрунтування економічної доцільності створення й застосування спроектованого двигуна. Рішення приймається на основі розрахунку економічного ефекту шляхом зіставлення результатів і витрат по проектованому й базовому варіантах за умови порівнянності їх по обсязі виконуваних робіт, терміну служби й інших якісних параметрів.

7.1 Характеристика спроектованого двигуна

Спроектований двигун призначений для встановлення на автомобіль. Від двигунів аналогічного призначення СМД-20 спроектований двигун відрізняється більшої на 26,7кВт потужністю й меншою на 23,4 г/кВт·год витратою палива.

Таблиця 7.1- Вихідні дані

Найменування показника	Двигуни
	Новий	Базовий
Марка двигуна	-	СМД-20
Призначення	тракторний	комбайновий
Завод-виготовлювач	-	„Серп і молот”
Ефективна потужність, кВт	115	88,3
Частота обертання колінвала, хв-1	1900	1900
Питома витрата палива, г/кВт·год	214,6	238
Витрата масла на вигар, %	0,4	0,4
Конструктивна маса двигуна, кг	650	650
Моторесурс, мотогодин	10000	10000
Термін служби, років	10	10
Річна зайнятість, годин	2700	2700
Коефіцієнт завантаження двигуна по потужності	0,75	0,75
Річний випуск, шт/рік	3000	3000
Рівень рентабельності до собівартості, %	5,0	5,0
Собівартість, грн/шт	-	24240
Ціна виробництва, грн/шт	-	25452
Ціна продажу, грн/шт	-	30542,4

7.2 Розрахунок собівартості й ціни спроектованого двигуна

Собівартість машини нової конструкції, Сп, грн, на стадії проектування може бути визначена укрупненим методом,

де С_уд - питома собівартість двигуна-аналога, грн;

К_у - коефіцієнт, що враховує подорожчання або здешевлення собівартості базового двигуна в результаті виконання конструктивних змін при розробці спецзавдання. К_у=1,02.

Конструкція нового двигуна розроблена на базі двигуна СМД-20, що випускає на заводі „Серп і молот”. Вихідні дані по двигуні-аналогу й проектованому див. в таблиці 7.1.

При рентабельності виробництва ? прибуток, грн, на один двигун складе,

=

де ? - відсоток рентабельності до собівартості - 5%.

Ціна виробництва нового двигуна, Цп, грн, (оптова) визначається по формулі,

Цп = Сп + Пр=24724,8+1236,24=25961,24.

Податок на додану вартість, ПДВ, грн,

ПДВ = ,

де ПДВ = 20%.

Ціна продажу, Цпр, грн, визначається:

Цпр = Цп + ПДВ=25961,04+5192,208=31153,248.

У таблиці 7.2 представлена калькуляція собівартості спроектованого двигуна, розрахована у відповідність зі структурою витрат на заводі-виготовлювачі двигуна-аналога.

Таблиця 7.2 - Калькуляція собівартості спроектованого двигуна

Статті витрат	Структура витрат, %	Сума витрат, грн
Сировина й матеріали	7,8	1928,53
Покупні напівфабрикати й комплектуючі вироби	57,8	14290,93
Паливо й енергія на технологічні цілі	4,4	1087,89
Поворотні відходи (віднімаються)

Подобные документы

• Тракторний дизель потужністю 85 кВт на базі дизеля СМД-17

  Обґрунтування вибору типу та параметрів тракторного двигуна потужністю 85 кВт на базі дизеля СМД-17. Розрахунки робочого процесу, динаміки, міцності деталей кривошипно-шатунного механізму. Актуальність проблеми застосування агрегатів очищення мастила.
  
  дипломная работа [2,4 M], добавлен 21.07.2011
  

• Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізму двигуна

  Динамічний розрахунок тракторного двигуна на базі СМД-21, визначення сил та моментів, діючих у відсіку двигуна, розрахунок навантаження на шатунну шийку та підшипник, обертових моментів на корінних шийках; побудова годографів; перевірка валу на міцність.
  
  дипломная работа [596,0 K], добавлен 03.12.2011
  

• Проект модернізації конструкції шатуну автомобільного двигуна

  Перелік основних деталей і вузлів базового двигуна. Аналіз потужних ефективних параметрів проектованого двигуна і порівняння з ефективними показниками базового двигуна. Заходи по зниженню токсичності відпрацьованих газів та охорони. Індикаторна діаграма.
  
  дипломная работа [2,1 M], добавлен 08.12.2008
  

• Автоматичне керування електроприводом, його вибір

  Розрахунок потужності і вибір двигуна відповідно до заданих параметрів. Перевірка вибраного двигуна в умовах пуску і перевантаження. Перевірка двигуна по кількості включень та по перегріву. Обгрунтування та вибір елементів схеми. Опис роботи схеми.
  
  курсовая работа [71,1 K], добавлен 13.05.2012
  

• Побудова навантажувальної характеристики дизеля з газотурбінним наддувом

  Навантажувальна і гвинтова характеристики дизеля з газотурбінним наддувом. Побудова залежностей годинної і питомої ефективної витрати палива і повітря, ККД, середнього ефективного тиску наддуву від потужності дизеля. Аналіз системи змащування двигуна.
  
  курсовая работа [2,3 M], добавлен 14.02.2013
  

• Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізму двигуна

  Розрахунок тракторного двигуна. Визначення сили й моментів, що діють у відсіку двигуна. Розрахунок навантаження, діючого на шатунні і корінні шийки і підшипники. Ступінь нерівномірності обертання колінчатого валу. Аналіз зовнішньої зрівноваженності.
  
  курсовая работа [1,5 M], добавлен 24.08.2011
  

• Проект бурякозбирального комбайна з конструктивною розробкою вібраційного лемішного копача

  Розрахунок основних параметрів робочого органа бурякозбирального комбайна та потужності, що необхідна для його приводу. Матеріали зірочок і муфт, визначення їх основних розмирів. Перевірка вала на міцність та перевірочний розрахунок підшипників.
  
  курсовая работа [458,4 K], добавлен 17.04.2011
  

• Розрахунок авіаційного двигуна турбогвинтового типу

  Обчислення основних параметрів авіаційного двигуна турбогвинтового типу. Розрахунок і узгодження параметрів компресора і турбіни, на підставі яких будуть визначаться діаметри ступенів турбіни і компресора. Обчислення площі основних прохідних перерізів.
  
  курсовая работа [123,6 K], добавлен 03.12.2010
  

• Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату

  Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу. Термодинамічний та газодинамічний розрахунок газотурбінної установки. Системи змащування, автоматичного керування і регулювання, запуску. Вибір матеріалів. Розрахунок на міцність лопатки і валу турбіни.
  
  курсовая работа [1,5 M], добавлен 09.04.2012
  

• Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату

  Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу. Аеродинамічний та газодинамічний розрахунок ГТУ. Розрахунок на міцність елементів ГТУ. Система автоматичного керування і регулювання ГТУ. Обґрунтування напряму підвищеної паливної економічності ГТУ.
  
  курсовая работа [1,7 M], добавлен 03.04.2012
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам