车用发动机的废气涡轮增压器设计

车用发动机的废气涡轮增压器设计 车用发动机的废气涡轮增压器设计 摘 要 目前，由于排放标准变的更加严格，欧洲的80%的内燃机车是经过涡轮增压 的，在不久的将来，这个数字有望接近 100%。本根据柴油机的已知参数， 设计出最优化的涡轮增压器，并对设计出的涡轮增压器进行校核计算，得出最佳 的设计型号。同时，在理论上出使用涡轮增压器对柴油机主要参数的影响， 从而得出使用涡轮增压器可以降低柴油机排放。 关键词:柴油发动机，涡轮增压，汽车，扭矩，排放 -I- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 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- 车用发动机的废气涡轮增压器设 计 目 录 第一章 前 言...................................................... I 1.1 研究背 景.........................................................................................................1 1.2 研究意 义.........................................................................................................2 1.3 工作原 理.........................................................................................................3 1.4 技术探 讨.........................................................................................................3 第二章 涡轮增压器选 型...............................................5 2.1 已知参 数.........................................................................................................5 2.2 各零部件型号确 定................................................................... ......................5 第三章 设计计 算....................................................12 3.1 压气机的设计计 算.......................................................................................12 3.2 径流式涡轮的计 算.......................................................................................21 第四章 设计分析及展 望..............................................29 4.1 增压对柴油机主要参数的影 响....................................................................29 4.2 前景展 望................................................................... ....................................31 参 考 文 献........................................................33 致 谢...........................................................34 -I- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 第一章 前 言 1.1 研究背景 由于中国巨大的汽车市场的迅速成长，汇合科技进步成果，将引领汽 车行业 新的大发展。在环境保护压力下，当代汽车发动机电子技术、涡轮增压技术 的迅 猛发展与涡轮增压器制造技术的发展互相作用，促进了涡轮增压器行业的迅速发 展。今天的涡轮增压器行业已经是一个年产值几十亿美元的技术密集、资金密集 产业，它已经影响、而且必将不断影响我们的生活。 内燃机涡轮增压技术的应用至今已有 70 多年的历史。早在 1923 年，瑞士 ABB公司生产的废气涡轮增压器就开始应用在曼公司的船用柴油机上，它使该发 动机功率陡然提高了 40%，一时引起各方面很大的兴趣。但是直到 50 年代初， 涡轮增压技术才开始进入汽车发动机领域。1953年，美国葛瑞特(Garrett)公 司的涡轮增压技术在提高柴油机功率、改善燃油经济性方面前景十分广阔。 从 60 年代起，国外开始在汽车用柴油机上大量采用涡轮增压技术的研究， 并取得了一定的进展。例如美国的葛瑞特公司在1962年生产了一种T5型涡轮增 压器，安装在奥滋莫比汽车发动机上，使其功率从自然进气的116kw提高到增压 机型的160kw。从60年代末到70年代，以美国为代的发展国家开始逐步健全 和贯彻严格的汽车排放法规，这强制地推动了汽车涡轮增压技术以及后来出现的 增压中冷技术的应用和发展，客观上有效地改善了汽车柴油机的效率，降低了尾 气中 No 的排放量。到 70 年代后期，国外汽油机涡轮增压技术取得了突破性的 x 进展，可调增压和电控燃油喷射等新技术的应用有力地促进了涡轮增压技术在车 用汽油机上的应用和发展。例如 1979 年，日本开始正式销售以增压汽油机为动 力的轿车，并于80年代中期得到大量推广与应用。 从 80 年代开始，涡轮增压技术在汽车上的应用领域稳步扩大，使车用发动 机在增压器设计、制造和材料等方面都取得了长足的发展。这一阶段，世界主要 的小型涡轮增压器生产商相继推出了一系列新技术，例如前倾后弯压气机叶轮、 各种废气放气阀、可变几何涡轮增压器等，都是这一时期的产物。它们一出现就 在实际中推广应用并得到迅速完善。 进入 90 年代后，上述涡轮增压技术的应用和发展进一步成熟，其性能和可 靠性指标均有较大提高，逐步进入商品阶段。同时。其它形式的增压技术也得到 了相应的发展。例如气波增压等技术也开始逐步在小排量发动机和有特殊要求的 发动机上得到应用。气波增压器经过不断改进后，近年来已经从过去主要用于拖 -1- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 拉机、货车、工程机械等领域，逐步向轿车柴油机领域发展，并取得了引人注目 的成功。由于取消了皮带传动，其燃油经济性可与涡轮增压器相媲美，在发动机 低速工况下的热效率甚至高于涡轮增压器的压气机效率。例如，奔驰公司的 DW602A 型发动机上使用气波增压器后，其低速性能明显改善，排放烟度有所降 低。90年代的另一个发展动态是机械增压器的“回潮” 。因为汽油机转速范围 不断拓展，涡轮增压器与之匹配有一定困难，而且在应用于轿车上的时候，轿车 对于发动机的加速性能要求很高，所以机械涡轮增压器又开始显示出一定的优 势，同时技术发展为机械涡轮增压器在轿车发动机上应用提供了可能。 总之，近 20 年来，车用发动机涡轮增压技术发展和应用的速度是十分惊人 的。目前，美国、日本、澳大利亚和欧洲发达国家生产的重型汽车柴油机，使用 增压器的比例已经达到了 100%，中小型汽车柴油机采用增压器的比例也平均达 到80%以上，轿车柴油机采用涡轮增压器的比例也在持续增长。据统计，目前世 界上的各种增压器的年产量约 460 万台，它们主要由美国联信涡轮增压系统公 司、施韦策公司、康明斯公司，德国的KKK公司，日本的三菱重工、小松制作所、 丰田、日立、日产，瑞士的ABB公司等世界著名企业生产和销售。它们不仅在规 模上占据了世界领先地位，而且在技术开发上也位居世界前列。 1.2 研究意义 带有废气涡轮增压器的发动机，不仅提高输出功率，改善燃油经济性，节约 能源，而且还可以降低发动机的噪音及废气中的有害成分。今年来，增压技术在 发动机上得到了广泛的应用，装有增压器的柴油机也越来越多。 其实涡轮增压主要是为了提高发动机的进气量，从而提高发动机的功率和扭 矩，让车子更有劲。一台发动机装上涡轮增压器后，其输出的最大功率与未装增 压器的相比，可增加大约40%，甚至更多。这意味着一台尺寸和重量相同的发动 机经增压后可以产生较多的功率，或者说，一台小排量的发动机经增压后，可以 产生较大排量发动机相同的功率。另外，发动机在采用了增压技术后，还能提高 燃油经济性和降低尾气排放。 鉴于以上优点，对涡轮增压器的研究有很大的实际意义。不过，发动机在采 用废气涡轮增压技术后，工作中产生的最高爆发压力和平均温度将大幅度提高， 从而使发动机的机械性能、润滑性能都会受到影响。为了保证增压发动机在较高 的机械负荷和热负荷条件下，能可靠耐久地工作，必须在发动机主要热力参数的 选取、结构设计、材料、工艺等方面做必要的改进，在润滑油的选择上也应提高 质量级别，而不是简单地在发动机上装一个增压器就行了。 -2- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 1.3 工作原理 图 ,., 废气涡轮增压器主要由左端的叶轮和右端的涡轮组成，当发动机正常工作 时，从发动机排气门排出的废气及排气管进入到废气涡轮增压器右端，从而吹动 涡轮高速旋转。涡轮转速高的可达 10 万转，而日本一些废气涡轮增压器的涡轮 转速可达12万转。 与涡轮同轴的左端叶轮也同时做高速旋转，叶轮左端的黑色箭头代表从空气 滤清器过来的新鲜空气形成增压。增压后的新鲜空气要首先经过中冷器进行冷 却，因为叶轮的搅动升高了空气的温度，从而降低了空气的密度，为了保证 进气 量，因此必须对增压后的高温气体实行冷却。 经过中冷器的空气在经过进气管后再进入汽缸开始工作。涡轮增压由于进气 压力高，因此在排气过程中能够充分扫清上一循环工作过程中的残余废气，达到 了排气干净的目的，并能为下一次燃烧做好准备，也利于下一次燃烧充分，从而 减少有害物质的排放。这是它的另一个非常突出的优点。 1.4 技术探讨 由于经过涡轮增压器增压后的气体，温度、压强都较高，涡轮增压器多数情 况下应用在柴油机上。柴油机采用涡轮增压器可以提高柴油机的功率、改善经济 -3- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 性、减小机器单位马力体积和降低单位马力重量。 现有的增压器，一般采用离心式压气机，故可根据采用涡轮机型号的不同， 把涡轮增压器分为两大类:轴流式涡轮增压器和径流式涡轮增压器。 轴流式涡轮机 气体在其中是沿着平行于工作轮旋转轴的方向运动。 径流式涡轮机 气体在其中是沿着垂直于工作轮旋转轴的方向运动。 当气体沿着旋转轴中心向工作轮缘方向运动时，称为离心式涡轮机;当气体 由工作轮外缘向转轴中心方向运动时，则称为向心式涡轮机。 因为在相同的条 件下，径流式涡轮机比离心式涡轮机的效率高，且能发出较大的功率，所以，在 径流式涡轮增压器中，一般采用径流向心涡轮机。径流向心涡轮机还可以按其工 作轮叶片形状分为:具有径向叶片的向心涡轮机;具有弯曲叶片的向心涡轮机。 此外，涡轮增压器按其能量的利用方式可分成等压增压和脉冲增压两种: (1)等压增压 等压增压就是将所有各缸的废气首先排到一个容积较大的排 气总管中，再由排气总管流入废气涡轮。由于排气总管起到稳压器的作用，进入 涡轮前的气体压力脉动较小。这种增压方式不能将废气能量全部利用，只能利用 废气在涡轮中的膨胀功。等压增压的优点是排气管结构简单，并能保证涡轮 有较 高的效率。这种增压方式一般用于大型高增压柴油机。 (2)脉冲增压 脉冲增压是将排气管做成分支型式，各分支的排气管分别与 涡轮进口相连接，因此脉冲增压的涡轮有多个进气口。 目前在作柴油机的低、中增压设计时，广泛采用脉冲涡轮，有时还在高增压 设计中采用，以改善柴油机低负荷时的性能，但脉冲涡轮的效率较低。 -4- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 第二章 涡轮增压器选型 2.1 已知参数 丰田柴油机主要技术参数: 缸径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 汽缸数及分布 L4 标定工况平均有效压力 Mpa 1.073 此柴油机属于中、小型的，故用单级涡轮增压，采用径流式涡轮、离 心式压 气机，有四个汽缸故选用脉冲增压。 2.2 各零部件型号确定 离心式压气机 压气机有轴流式和离心式之分。由于离心式压气机结构紧凑、质量轻以及在 较宽的流量范围内能保持较好的效率，对于小尺寸压气机，效率优于轴流式。因 此，采用离心式压气机。 图 2-1 离心式压气机结构 1-进气道 2-压气机叶轮 -5- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 3-压气机涡壳 4-扩压器 .1 进气道 轴向进气道气流沿转子轴向不转弯进入压气机，其结构简单、流动损失 小， 故采用此种方式。 .2 压气机叶轮 压气机叶轮分为导风轮和工作叶轮两部分，中、小型涡轮增压器两者做成一 体。半开式叶轮只有轮盘，没有轮盖，其性能介于开式和闭式之间。但其结构简 单，制造方便，且强度和刚度都较高，故采用半开式叶轮。 图 2-2 压气机叶轮的结构形式 a) 开式 b)半开式 c)闭式 d)星形 前倾后弯式叶片,其叶片沿径向后弯的同时还向旋转方向前倾。这种叶轮不 仅压气机效率高，而且效率范围宽广，故采用此种 图 2-3 前倾后弯式叶轮 .3 扩压器 -6- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 在工况范围变化不大的大、中型涡轮增压器上，常采用无叶扩压器和叶片扩 压器的组合形式。气流先经过无叶扩压器，再进入叶片扩压器，气流的动能主要 在叶片扩压器中转化为压力能。故本次采用无叶扩压器和有叶扩压器结合的装 置。 .4 压气机涡壳 变截面涡壳的截面面积沿周向越接近出口越大，符合越接近出口收集的空气 越多这一规律。因此，流动损失小，效率较高。变截面涡壳的最大优点是外形尺 寸小，对涡轮增压器尺寸的小型化非常有利，因而采用此种。 图 2-4 变截面涡壳 涡轮 .1 径流式涡轮 燃气的流动方向是近似沿径向由叶轮轮缘向中心流动，在叶轮出口处转为轴 向流出。径流式向心涡轮有较大的单级膨胀比，因此结构紧凑、质量轻、体积小， 在小流量范围涡轮效率较高，且叶轮强度好，能承受很高的转速，在中、小型涡 轮增压器上应用广泛。 -7- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 图 2-5 径流式涡轮 涡轮主要由进气壳、喷嘴环、工作叶轮和排气壳等部件组成。 .2 进气壳 径流式向心涡轮的进气壳，一般与排气壳连在一起。进气道设置在喷嘴环径 向的周围，离进气口越远，流通截面越小，以使流量沿圆周均匀地分布。由于切 向进气流动损失小，因此多采用切向进气方式。由于本次设计的是脉冲增压，故 选用双通道360度全周进气，如下图: 图2-6 双通道 360 度全周进气 .3 喷嘴环 径流式向心涡轮的喷嘴环，根据有无喷嘴叶片分为无叶喷嘴环和有叶喷嘴 环。采用有叶喷嘴只需更换喷嘴就可得到适应不同发动机要求的变型产品，有利 于涡轮增压器的系列化，故采用有叶喷嘴环。 -8- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 图2-7 有叶喷嘴环结构 .4 工作叶轮 径流式向心涡轮的叶轮，一般采用半开式，故选用半开式，叶型采用抛物线 型 .5 排气壳 为了减小气体的余速损失，提高涡轮效率，涡轮排气壳为一扩压段。扩压段 的形状与尺寸由叶轮出口的叶轮直径和轮毂直径决定，扩张角一般为8~10度。 轴承 .1 轴承的布置 轴承在涡轮增压器上的布置形式，决定了涡轮和压气机工作轮以及轴承的相 互位置。一般有四种布置形式，如下图 : 图2-8 轴承在涡轮增压器上的布置方式 a ) 外支撑 b )内支撑c )d )内外支撑e )悬臂支撑 -9- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 内支撑轴承分布主要优点是:涡轮增压器的结构较简单，质量和尺寸都较小; 压气机能轴向进气，流阻损失减小;清洗两工作比较容易，且不会因轴承而破坏 转子的平衡。综合考虑故选用内支撑轴承分布。 .2 轴承的选择 浮动轴承又称浮动环。浮动轴承工作时，浮动环和轴颈、浮动环和轴承座之 间都有一定间隙并均充满油膜，轴承上有孔使内外油膜相通。浮动环内外都有间 隙，可以增加润滑油量，以降低轴承工作温度。同时，由于浮动环内外都有油层 存在，因而具有弹性，可以削减转子的振动。由于浮动环转动，降低了相对于转 轴的运动速度，因而更适合于高转速下工作，在小型高速径流式涡轮增压器中得 到广泛应用，因此选用浮动轴承。另外润滑方式选用压力润滑方式，和柴油机共 用润滑系统。 图2-9 浮动轴承工作示意图 1-转轴 2-浮动轴承 3-轴承座 密封装置 本次设计的是小型涡轮增压器，由于结构紧凑，不利于安排迷宫式，因此采 用密封环密封辅以甩油盘和挡油盘相结合的密封装置。见下图: -10- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 图2-10 a )涡轮端密封结构 b )压气机端密封结构 1-轴 2-密封环支撑 3-挡油板 4-o 形橡胶密封圈 5- 中间壳 6-油腔堵盖 7-密封环 8-压气机叶轮 9-涡轮叶轮 -11- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 第三章 设计计算 3.1 压气机的设计计算 已知 空气流量 G 2Kg/s c 压缩比 π 2.4 c 5 × 环境压力 P 1.01 10 Pa 0 环境温度 T0 293K 导风轮计算 K k K ?1 π 等熵压缩功 L R T ( -1 ) cs k ?1 g 0 C 1.4?1 1.4 1.4 ×286.8 ×293 2.4 -1 1.4 ?1 83581.5 J 选取压头系数 H 0.70 c L 工作轮外径处圆周速度 u cs 2 H c 345.5 m s 导风轮进口前轴向气流速度 c 1a 0.32 ×u2 110.6 m s 2 c 导风轮进口前气流温度 T T - 1a 1 0 2010 286.9 K 选取进气道多变指数 n 1.37 1 n1 T 1 n ?1 导风轮进口前气体压力 p p 1 1 0 T 0 -12- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 4 9.3 ×10 Pa 导风轮进口前气体比重 r p 1 1 R T g 1 9.3 ×104 286.8 ×286.9 1.13 Kg m2 G 导风轮进口前截面面积 F c 1 c1aγ1 2 110.6 ×1.13 160 Cm 2 选取导风轮叶片数 Z 18 堵塞系 数 Z 0.90 H 1 ` c 导风轮进口后气流轴向速度 c 1a 1a z 1 110.6 0.90 122.9 选取轮径比 D10 D2 0.208 D1H D2 0.71 D D 10 2 1H 2 ? D D 轮径比 D1m D2 2 2 2 0.527 4F 工作轮外径 D 2 1 ? D1H 2 D10 2 ? π ? ? ? D D ? 2 2 ? 4 ×0.016 2 2 3.14 0.71 ?0.208 210 mm -13- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 60u 压气机转速 n 2 c πD 2 60 ×345.5 3.14×210 ×10?3 31438 r min D 轮毂直径 D 10 D 2 10 D 2 210 ×0.208 44 mm D 导风轮进口外径 D 1H D 2 1H D 2 210 ×0.71 149 mm D 导风轮进口平均直径 D 1m D 2 1m D 2 210 ×0.527 110 mm D 导风轮进口外径周速 u 1H 1H u 2 D 2 0.71 ×345.5 245 m s D 导风轮进口平均直径外周速 u 1H 1m u 2 D 2 0.527 ×345.5 182 m s D 轮毂处周速 u 10 10 u 2 D 2 -14- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 0.208 ×345.5 72 m s ` 2 导风轮进口外径处相对速度 W 1H c` +u 2 1a 1H 2 2 122.9 +245 274 m s ` W • 马赫数 M ` 1H W 1H kR T g 1 274 1.4 ×286.8 ×286.9 0.807 m s ` c1a 122.9 0 导风轮进口气流角β arctg arctg 26.6 1H u 245 1H ` c1a 122.9 0 导风轮进口气流角β1m arctg arctg 34 u 182 1m ` c1a 122.9 0 导风轮进口气流角β1o arctg arctg 59.5 u 72 1o 工作轮计算 工作轮叶片数 Z c Z H 18 1 功率系数 μ 2π 1 1+ . 3Z c D1m 2 1? D 2 1 2 ×3.14 1 1+ . 2 3 ×18 1?0.527 0.861 工作轮出口气流周向分速 C 2u μu 2 -15- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 0.861 ×345.5 297 m s 选取工作轮出口阻塞系数 Z 2 0.96 给定叶轮出口气体比重 γ 1.64 Kg m3 2 m 叶轮出口气流径向分速 C 2γ ?C 1a 110.6 s G 叶轮出口叶片宽度 b 2 c πD γ C Z 2 2 2r 2 2 3.14 ×245 ×10?3 ×1.64 ×110.6 ×0.96 15 mm 2 2 叶轮出口气流速度 C 2 C2r +C2u 2 2 110.6 +297 316.9 m s C2r 110.6 0 气流角α arctg arctg 20 2 C 297 2u 选取工作轮摩擦系数α 0.04 2 2 α μ u2 叶轮出口气流温度 T T + μ+ - 2 1 2 2 1005 353.6 K 选取叶轮多变功率ηimp P 2 0.80 n k 1.4 指数 2 ηimp P 2 ×0.80 2.8 n ?1 k ?1 1.4 ?1 2 2 n 叶轮出口气体压力 P 2 T2 n2 ?1 P 1 T 1 1.67 ×105 Pa -16- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 P 验算叶轮出口气体比重γ 2 2 R T g 2 1.67 ×105 286.8 ×353.6 1.65 Kg m 3 c 马赫数 M c 2 2 kR T g 2 316.9 1.4 ×286.8 ×353.6 0.841 无叶扩压器计算 D 选取轮径比 3 1.18 D 2 D 无叶扩压器出口直径 D 3 3 D D 2 2 210 ×1.18 248 mm D 无叶扩压器出口气流速度 C C 3 3 2 D 2 1 316.9 × 1.18 268.5 m s C 2 ?C 2 无叶扩压器出口气流温度 T T + 2 3 3 2 2010 316.92 ?268.52 353.6+ 2010 367.7 K 无叶扩压器长度 l D 3 - D 2 /2 248-210 /2 -17- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 19 mm 选取无叶扩压器多变效率ηDp1 0.62 n k 指数 3 ×0.62 2.17 n ?1 k ?1 3 n3 T 无叶扩压器出口气流压力 P 3 P 2 3 n3 ?1 T 2 5 367.7 2.17 1.67 ×10 353.6 5 1.82 ×10 Pa P 无叶扩压器出口气体比重γ 3 3 R T g 3 1.82 ×105 286.8 ×367.7 1.73 Kg m3 选取无叶扩压器出口宽度 b 3 18 mm G 无叶扩压器出口气流径向分速 C 3r c πD b γ 3 3 3 2 3.14 ×248 ×10?3 ×18 ×10?3 ×1.73 气流周向分速 C 3u C 2 ?C 2 3 3r 2 2 268.5 ?82.5 255.5 m s C3r 82.5 0 无叶扩压器出口气流角α arctg arctg 17.8 3 C 255.5 3u 叶片扩压器计算 D 选取轮径比 4 1.71 D 2 -18- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 D 叶片扩压器出口直径 D 4 4 D D2 2 1.71 ×210 359 mm 叶片扩压器出口宽度b 4 b 18 mm 3 选取叶片扩压器进口气流冲角 i 4.5 0 叶片进口构造角α α +i 22.30 3B 3 0 叶片出口气流角α4 α +15 3B 选取叶片扩压器进口堵塞系数τ 0.90 3 选取叶片扩压器进口流通面积 F τ πD b sin α D 3 3 3 3B 3 ?3 ?3 0 0.9 ×3.14 ×248 ×10 ×18×10 sin 22.3 60.2 cm 2 F D 选取叶片扩压器进口喉部宽度 d 3 3 Z b D 3 60.2 ×10?4 29 ×18×10?3 11.5 mm 选取扩压器叶片数 Z D 2.9 F 选取叶片扩压器进口喉部宽度 d D 3 3 Z b D 3 60.2 ×10?4 29 ×18×10?3 选取ηDp2 0.80 n k 指数 4 ηDp2 n ?1 k ?1 4 2.8 -19- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 C2 ?C2 T T + 3 4 4 3 2010 1 b D sinα T n ?1 C 4 C 3 3 3 3 3 4 b D sinα T 4 4 4 4 两式联立 T 4 400.1 K C 115 m 4 s n4 T 叶片扩压器出口气体压力 P 4 P 3 4 n4 ?1 T 3 400.1 2.8 1.82 × 367.7 5 2.3 ×10 Pa P 叶片扩压器出口气体比重γ 4 4 R T g 4 2.3 ×105 286.8 ×400.1 2.0 Kg m 3 涡壳计算 选取涡壳气流速度 C 60 m c s C 2 ?C 2 涡壳出口气体温度 T T + 4 c c 4 2010 1152 ?602 400.1+ 2010 404.9 K n5 k 指数 η η 0.64 2.4 5p 5p n ?1 k ?1 5 n5 T 涡壳出口气体压力 P c P 4 c n5 ?1 T 4 5 404.9 2.4 2.3 ×10 400.1 2.37 ×105 Pa -20- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 比重γc Pc 2.37 ×105 2.04 Kg 3 R T 286.8 ×404.9 m g c Gc 2 2 涡壳出口面积 F c 164 cm Ccγc 60 ×2.04 * C 2 602 压气机出口滞止气流温度 T T + c 404.9 + 406.7 K x c 2010 2010 * k * T 压气机出口滞止气流压力 P c P c c k ?1 T c 5 406.7 3.5 2.37 ×10 404.9 2.41 ×105 Pa 校核计算 P 2.37 ×105 增压比π x 2.35 c P 1.01 ×105 0 k k k ?1 等熵压缩功 L R T π ?1 cs k ?1 g 0 x 0.4 3.5 ×286.8 ×293 2.35 1.4 ?1 813160.5 J L 81316.5 压头系数 H cs ?0.68 c u 2 345.52 2 H 0.68 压气机效率ηcs c 0.75 u +α 0.861 +0.04 经校核设计符合要求 3.2 径流式涡轮的计算 已知 压缩机等熵压缩功L 83581.5J cs 压缩机等熵效率η 0.75 cs 燃气流量G 4.06Kg/s T -21- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 涡轮前燃气温度t 813K T 涡轮出口气体压力P 2 0.103Mpa 涡轮增压器转速n n 31438r/min Tc c 涡轮的计算 选取涡轮的等熵效率η 0.8 η 0.95 Ts m 涡轮增压器综合效率η η η η 0.57 Tc cs Ts m 涡轮的等熵功 L Ts L cs /ηTc 83581.5 0.57 146634.2 J L TS 涡轮的温降Δt s k R g k ?1 146634.2 286.8 ×3.5 146 K k 1 涡轮的膨胀比π k ?1 T Δt 1? s * T T 1 3.5 146 1? 406.7 4.74 涡轮前气体压力 P * π P 4.88 × 105 Pa T T 2 选取速度比 x 0 0.665 * 假想速度 C 2L 2 ×146634.2 542 m/s 0 Ts -22- 车用发动机的废气涡轮增压器设计 * 工作轮进口圆周速 u x C 355 m/s 1 0 0 60u 60 ×355 工作轮进口直径 D 1 1 2.6 mm πn 3.14 ×3.438 TC 喷嘴的计算 选取喷嘴出口气流角α 18 0 1 选取工作轮进口相对气流角β 90 0 1 C C cosα 1u 1 1 C 1R C 1u tgα1 C C 2 +C 2 1 1 1 u R 三式联立求得速度 C 的周向分布 C 355 m/s 1 1u 速度 C 的径向分布 C 92 m/s 1 1R 喷嘴出口气流速度 C 352m/s 1 C 2 喷嘴中的等熵功 L n 12 ? 0.95 2? L 68644.9 喷嘴中温降Δtn n 68.4 K k 3.5 ×286.8 R k ?1 g 喷嘴出口温度 T T * ?Δt ?2