汽車廢氣余能回收利用裝置設計說明書

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1、目 錄第一章 引言.5 1.1、研究背景及意義.5 1.1.1、汽車廢熱利用的空間.5 1.1.2、汽車廢熱利用特點.5 1.2、研究進展綜述.6 1.2.1、渦輪增壓技術.6 1.2.2、余熱制冷技術.6 1.2.3、余熱發電.8 1.2.4、余熱采暖.91.3、小結.10 1.4、本文主要工作.10第二章 針對 ZH4100 柴油機及排氣系統的渦輪部分設計.11 2.1、ZH4100 柴油機的相關資料.11 2.2、排氣系統管路圖.11 2.3、渦輪設計.12 231、渦輪型式選擇.12 232、渦輪設計前需確定的參數.13 233、具體計算步驟.14 234、渦輪損失計算和渦輪參數的計算

2、進一步確定.17第三章 其他部件的匹配設計.19 3.1、軸設計.19 3.1.1、軸的結構設計.19 3.1.2、軸的材料選擇.20 3.1.3、軸的強度校核.2013.2、渦殼設計.223.3、小端渦蓋設計.23 3.4、大端渦蓋設計.23 3.5、部分圖片預覽.24第四章 感謝.24參考文獻.25附錄 1：符號表附錄 II：外文文獻翻譯原文及其譯文2汽車廢氣余能回收利用裝置設計汽車廢氣余能回收利用裝置設計摘摘 要要 節能足汽車工業發展的三大主題之一。由于能源消耗的加劇，汽車節能問題備受人們的關注。有關研究資料表明，汽車燃料燃燒所發出的能量只有三分之一左右被有效利用，其它的能量被排放到大氣

3、中，不僅造成了能源的浪費，還帶來了不良環境影響。因此，采用有效手段充分利用汽車排放的廢熱應當是我們實現汽車節能、降低排放的一個研究方向。本文對當前提出的各種汽車余熱利用手段進行了分類，并做了綜合分析比較，提出汽車廢氣渦輪發電可能是比較理想的汽車余熱利用方式，并進行了初步設計。本文首先對汽車廢氣能量進行了分析，提出應當用有效能的能量衡算方法分析汽車廢氣能量，指出了影響廢氣能量的因素并提出了提高廢氣中可用能量的措施。其次，本文分析了不同排氣系統在廢氣能量利用上的差異，提出了能量利用效率較高的排氣系統方案并針對一臺發動機進行了設計。再次，針對一臺柴油發動機利用編制的優化設計程序進行了渦輪部分設計。本

4、文還針對一臺具體的發動機排氣系統設計了渦輪機殼，渦輪管道，軸，軸承，對此部分的設計是依照渦輪尺寸來設計的。其部分尺寸由渦輪計算得出。由于能力有限，知識限制，再者現在的發電機設計技術相當成熟，本文不再具體針對發電系統部分進行設計，本裝置只設計到軸部分，軸端可以裝萬向連接器，也可以與要設計的發電機同軸，需要注意的是本裝置設計的軸承一端為懸浮，即只有一端軸向固定，另一端的軸向固定還需要電動機里面的軸承來實現。本文將具體每個零件三維圖及其cad圖已經一一畫出，并在本文之中附以三維幾部分平面圖片，一邊讀者心中對設計更加清晰！3關鍵詞關鍵詞：汽車；廢氣；余熱；能量利用；渦輪From car exhaust

5、s to recycle the device designAbstract Energy conservation is one of three big subjects in automobile industry developmentBecause energy consumption intensifying，the question of automobile energyconservation prepares peopleS attention The related research material indicated，the energy sending oat fr

6、om automobile fuel burning only has about 13 effectively been used，other energies discharge into the atmosphere，not only has created the energy waste，butalso has brought the poor environmental influenceTherefore，adopting the effectivemethod to fully utilize the waste heat discharging from the automo

7、bile has to be a research direction This article has classified the method of the current from a variety of the use of a classification yure means,and comprehensive analysis and comparison,the turbine generation are more likely to exhaust the car,and yure of the preliminary design.The first to exhau

8、st the energy was analysed and efficiency of energy shall be in a republican way analysis is to exhaust the energy that had to exhaust the energy for the proposed increase in exhaust can use of energy.second,this article analyzes the different systems in the exhaust the energy of differences and ene

9、rgy efficient use of the higher the exhaust system solutions and an engine of the design.This article has analyzed the difference in the exhaust gas energy utilization of different exhaust system，proposed the exhaust system plan which can bring about higher efficiency of energy utilization，and carri

10、ed on the design which aims at a diesel engine，This article for a specific the engine exhaust system design,the turbine,the turbine,bearings,shaft,owing to limited ability,knowledge is limited,and furthermore,the generator design skills are quite ripe,and this is no specific system for electricity g

11、eneration of design.the specific each component three vitou and cad is a picture of a graph and,in this paper attached to a few parts of the 3d images,and the plane was to design more clear!Key words：automobile；exhaust gas；waste heat；energy utilization；turbine4 第一章第一章 引引 言言1.1、研究背景及意義、研究背景及意義 社會經濟的發

12、展使能源消耗量急劇增加，能源供需矛盾日益突出，并造成了嚴重的環境問題。由于汽車保有量越來越大，汽車的能源消耗在總能源消耗中所占的比例越來越高，汽車節能問題越來越受到各個國家的關注，成為當今世界汽車工業發展的主題。我國是一個石油存儲量相對欠缺的國家，目前已成為世界第二大石油進口國，而汽車消耗的能源主要是石油燃料。隨著我國汽車工業的迅速發展，提高汽車燃料有效利用率和減少環境污染在我國具有更為重要的戰略意義。調查研究表明，汽車燃料燃燒所發出的能量只有三分之一左右被有效利用，其它的能量被散發、排放到大氣中，這造成了能源的浪費，并帶來了不良環境影響。因此有效利用汽車廢熱是實現汽車節能，降低汽車能源消耗的

13、一個有效途徑。1.1.1、汽車廢熱利用的空間、汽車廢熱利用的空間 從目前汽車所用發動機的熱平衡來看，用于動力輸出的功率一般只占燃油燃燒總熱量的 30一 45(柴油機)或 20一 30(汽油機)。以廢熱形式排出車外的能量占燃燒總能量的 55一 70(柴油機)或 80S 一 70S(汽油機)，主要包括循環冷卻水帶走的熱量和尾氣帶走的熱 81量。表 1.1 為內燃機的熱平衡 4表 從表 l 中可以看出汽車廢熱利用有較大的空間，其有效利用自然受到人們越來越多的關注，不少人致力于此方面研究。1.1.2、汽車廢熱利用特點、汽車廢熱利用特點 由于車用發動機特殊的使用場合，汽車廢熱利用具有鮮明的特點和特殊的要

14、求，可將這些特點簡單歸結如下 853：一是汽車廢熱的品位較低，能量回收較困難；二是廢熱利用裝置要結構簡單，體積小，重量輕，效率高：三是廢熱利用裝置要抗震動，抗沖擊，適應汽車運行環境：四是要保證汽車使用中的安全；五是要不影響發動機工作特性，熱平衡各分項汽油機 高速柴油機 中速柴油機轉變為有效功的熱量 2030 3040 3545冷卻介質帶走的熱量2530 2025 1020廢氣帶走的熱量40453540 3040其它熱量損失 510 5 10 10155避免降低發動機動力性和經濟性。由于汽車廢熱利用具有上述特點，使得研究的成果雖多，但投入商業化生產的不多，只在廢氣渦輪增壓方面取得實用性進展。1.

15、2、研究進展綜述、研究進展綜述 目前，國內外汽車余熱利用的技術，從熱源來看，有利用發動機冷卻水余熱和利用排氣余熱兩種，從用途上來看，有廢氣渦輪增壓、制冷空調、發電、采暖、改良燃料等方式。在所有一述方法中，只有廢氣渦輪增壓實現了產業化，其他方法由于技術和其他方面原因，仍處于研制或試驗階段，尚未投入商業化生產。以下從用途上分類介紹國內外相關技術的研究狀況 8。1.2.1、渦輪增壓技術、渦輪增壓技術 廢氣渦輪增壓技術是利用廢氣中的部分能量來提高內燃機的進氣壓力進而增加充氣量、以改善動力性和經濟性的內燃機性能提高技術。廢氣渦輪增壓裝置主要由同軸裝配的渦輪和壓氣機組成，發動機排出的廢氣經排氣管進入渦輪推

16、動渦輪運轉，從而帶動壓氣機壓縮新鮮空氣并通過進氣管送入發動機汽缸內。廢氣渦輪增壓改善了內燃機的動力性和經濟性，但這種處理方法的主要目的是借助廢氣中的部分能量來提高內燃機的進氣壓力增加充氣量，而不是回收再利用廢氣中的能量；另外，由于內燃機與渦輪增壓裝置聯合工作時能量傳遞的特點，使增壓內燃機的加速性能和扭矩特性受到影響，給增壓內燃機的使用增加了一些強制附加條件，造成使用上的不便“”；此外，這種技術和裝置在汽油機與小型柴油機上使用時效果不明顯，目前多在大型柴油機上使用，使用面向與范圍受到一定限制。隨著汽油機電子噴射技術的廣泛運用，汽油機廢氣渦輪增壓也將得到發展。但是汽油機廢氣渦輪增壓還需解決發動機爆

17、震、熱負荷增加等問題后才能大批量投入使用。1.2.2、余熱制冷技術、余熱制冷技術 目前，在轎車空調中，占統治地位的是蒸汽壓縮式空調系統，采暖則利用發動機冷卻水余熱。轎車空調一般要消耗 812的發動機動力 5，這一方面增加了油耗，加大了廢氣排放量，加劇了空氣的污染；另一方面易引起水箱過熱，影響轎車動力性；同時由于蒸汽壓縮式空調系統采用的制冷工質為氟利昂類化合物，導致溫室效應加劇。因此解決舒適性與制冷功耗之間的矛盾已成為現代轎車空調研制中的難題。回收和利用發動機排氣余熱來驅動制冷系統，實現轎車空調，是理想的節能方案，也是目前世界各國都在研究的課題。目前提出的這方面技術主要有吸收式和吸附式兩種。吸收

18、式制冷 吸收式制冷原理是以熱能為動力來完成制冷循環的，有利用汽車循環冷卻水余熱和利用排氣余熱兩種途徑 86。在相關文獻中，研究最多的是利用循環冷卻水余熱來實現吸收式制冷，由于排氣溫度高于冷卻水溫度，且可利用熱量大于冷卻水，當然也可以利6用排氣余熱來實現吸收式循環。在吸收式制冷循環系統中，所采用的工質有水一溴化鋰、氨一水、R22-ETEG、R22、R22-DMF 等。吸收式制冷系統有較大的 COP(相對于吸附式而言，但結構復雜、體積大、造價高，而且四器(發生器、冷凝器、吸收器、蒸發器)需要自由水平面，不太適用于經常處于顛簸、運動狀態的汽車。吸附式制冷 吸附式制冷是利用某些固體物質在一定溫度、壓力

19、下能吸附某種氣體或水蒸汽，在另一種溫度、壓力下又能把它釋放出來的特性。來實現制冷。這種吸附與解吸過程導致壓力變化，從而起到了壓縮機的作用。該制冷系統由發生器、冷凝器、蒸發器和節流裝置組成。在余熱回收中可以考慮兩種方式 8，利用冷卻水中的熱量和利用發動機排氣中的熱量。如果使用從發動機冷卻水中回收的熱量，由于水與吸附器的換熱效率高于氣體與吸附器的換熱效率，對熱量回收較為有利；但是熱源溫度相對較低(低于 100，與用于冷卻的空氣溫度相差不大，這樣循環的溫差比較小，使循環的吸附解吸量較低，對工作是不利的。如果使用從發動機排氣中回收的熱量，氣體與吸附器的換熱效率低，造成回收熱量困難，但由于發動機排氣的溫

20、度較高(汽油機 500600，遠高于冷卻水的溫度)，對熱量回收又是有利的，而且此溫度與冷卻空氣的溫度相差較大，可以使系統循環溫差較大，從而產生較大的吸附解吸量。吸附式系統結構簡單、造價低，在提高床的傳熱傳質能力的情況下，可大大提高系統的性能，是較為理想的系統。但吸附式制冷的COP 不高，需要較長預備時間，單位質量的吸附劑產生的制冷功率較小，系統笨重，廢熱利用率不高，而汽車空調要求體積小、制冷量大、性能可靠、操作方便。這限制了它的應用和發展。要達到以上要求，必須提高系統 COP 值及單位質量吸附劑制冷功率。目前，在吸附制冷系統中，常用的吸附質(制冷劑)有氫氣、水、甲醇、氨氣、RJ34a、R22等

21、。噴射式制冷 鄭愛平、趙亂成、鐘瓊香等提出了利用以 HCFC-123 為工質的汽車余熱驅動的噴射式制冷系統。噴射式制冷循環的主要特點是以噴射器代替壓縮機，以消耗熱能作為補償來實現制冷的 543。其工作循環如下：被加熱器加熱的高溫高壓工作蒸汽，通過噴管進行絕熱膨脹，形成一股低壓、高速氣流，將蒸發器內的低壓氣態制冷劑抽吸到噴射器內，并與之混合，在擴壓器內增壓后進入冷凝器，被冷卻介質冷凝成液體。然后，一部分凝結液作為制冷劑通過節流閥降壓降溫，在蒸發器中吸熱氣化變成低溫低壓蒸汽；另一部分則通過循環如下：被加熱器加熱的高溫高壓工作蒸汽，通過噴管進行絕熱膨脹，形成一股低壓、高速氣流，將蒸發器內的低壓氣態制

22、冷劑抽吸到噴射器內，并與之混合，在擴壓器內增壓后進入冷凝器，被冷卻介質冷凝成液體。然后，一部分凝結液作為制冷劑通過節流閥降壓降溫，在蒸發器中吸熱氣化變成低溫低壓蒸汽；另一部分則通過循環泵被提高壓力后送7回加熱器，用作工作蒸汽。噴射式制冷系統除循環泵外沒有其它運動部件，而且系統中的工作蒸汽與制冷劑是同種物質，不需要類似吸收式制冷機中的制冷劑分離設備，因而結構簡單，耗功量少。再加上可以利用低品位熱能，所以適用于有余熱可以利用的汽車空調器。1.2.3、余熱發電、余熱發電 利用廢氣能量發電的方法基本有三種，分別為利用半導體溫差發電、氟龍透平發電和廢氣渦輪發電。半導體溫差發電 8o 隨著半導體材料及其加

23、工技術的發展，金屬導體熱電轉化效率逐漸提高，利用半導體溫差發電在動力范疇有了應用的可能。資料表明：半導體溫差發電材料的熱電轉化效率可達33，甚至是7。吉林大學的董桂田通過試驗證明用汽車發動機排氣廢熱溫差發電能夠取代傳統的汽車發電機，且溫差發電吸熱降溫對汽車整體性能大有稗益。因為溫差發電截流了部分傳入熱楓冷源的熱量使其熱效率有所提高，且溫度降低導致排氣壓力減少也有助于汽車I噪聲水平下降，這可使汽車消音器的結構簡化緊湊。同時溫差發電本身是靜態下能量轉換，沒有旋轉部件，勿需傳動系統。但由于熱電轉換效率低，此種方法只利用了發動機廢熱的一小部分，有待于進一步提高熱電轉換效率和尋找具有更高熱電轉換效率的材

24、料。龍透平發電 8 日本的一色尚次提出了利用發動機廢熱的氟龍透平發電裝置，浚裝置利用一種在比較低的溫度下能成為高壓氣體的低沸點物質(通常為氟利昂)作為工質，使其在吸收發動機廢熱后由液態變為高壓蒸汽從而推動透平機發電。此種裝置在利用低品位熱能方面有優勢，其缺陷是系統較為復雜笨重。廢氣渦輪發電 9 青島大學的張鐵柱提出了利用廢氣能量驅動渦輪帶動發電機發電的設想，并設計了一種新裝置來實現，獲得專利一項。日本的吉圉佑也曾作過此方面的實驗，證明了利用廢氣能量驅動渦輪所發出的電能足以提供汽車運行所需電能，但未做進一步研究。此種裝置結構簡單，但有可能對發動機工作性能產生影響。在圖1的發動機模型中加入渦輪發電

25、系統模塊，對系統方案進行分析，發電渦輪模型采用通流模型建立。各種渦輪系統方案如圖1所示。方案A 采用朗肯循環，發動機排氣管上的換熱器作為朗肯循環的蒸發器和過熱器。方案B 采用布雷登循環，發電系統與微型燃氣輪機類似。方案C 采用電輔助渦輪增壓器，在增壓器軸上安裝電機/發電機，在排氣能量超過增壓所需能量時利用發電機回收能量。方案D 在排氣系統中加入渦輪發電機，與原渦輪增壓器并聯工作。方案E 同樣也是在排氣系統中加入渦輪發電機，但與原渦輪增壓器串聯工作。8 圖一 渦輪發電系統方案1.2.4、余熱采暖、余熱采暖 余熱式暖氣裝置利用汽車發動機工作剩余熱量供暖，有兩種型式利用發動機冷卻水的熱量，稱為水暖式

26、；利用發動機排氣系統的熱量，稱為氣暖式。余熱式暖氣裝置的優點是既不需要在汽車上增加熱源，又不增加發動機本身的熱量消耗，成本較低、經濟性好、使用方便。其缺點是發熱量的大小受發動機工況的制約，而且僅在冬季發揮作用，廢氣能量利用不充分。水暖式暖風裝置廣泛應用于汽車采暖系統中，但其發熱量較小，主要用于非嚴寒地區取暖容量較小的貨車和轎車。在環境溫度較低時，會使發動機處于過冷狀態，增加了發動機不必要的機械磨損，降低了發動機的功率。氣暖式暖風裝置的發熱量大，采暖效果較好，受環境溫度影響小，對發動機：作影響小，但要注意不要增加排氣背壓，否則將影響到發動機的工作性能。91.3、小結、小結 從上述介紹中我們可以得

27、出如下結論：1.3.1、對廢氣渦輪增壓來說，目前存在的最大問題是影響了發動機的工作性能，特別是在低工況下的性能。為解決此問題，不得不使用混合形式的增壓系統，即在低工況下利用蓄電池電能驅動渦輪增壓器，其他情況下使用廢氣渦輪增壓，并在贏工況時采用廢氣旁通來解決渦輪轉速過高的問題。如果將廢氣能量轉換為電能進而驅動壓氣機，這樣一方面可簡化增壓系統，另一方面高工況時不必采用旁通方法而充分利用廢氣能量，多余的電能可供給蓄電池和其他用電設備使用。1.3.2、對利用廢氣能量實現制冷空調來說，無論是吸收式還是吸附式，由于存在coP值較小(對壓縮式)，體積過大，不適應汽車運行狀況等致命缺陷，用此科方法替代現有汽車

28、空調是不可能的。如果將廢氣能量轉換為電能從而驅動現有的汽車空調壓縮機，一方面可不必改裝現有的汽車空調，另一方面可充分利用廢氣能量，實現以較小的代價取得較大的效益。1.3.3、對利用汽車廢熱供暖來說，在非嚴寒地區，冬季車內供曖利用發動機冷卻水的余熱就可滿足而不必改裝現有的供暖系統；在嚴寒地區利用廢氣余熱供暖存在著明顯的季節性，廢氣能量的利廂不充分，如廢氣能量轉換為電能的效率足夠高，可考慮利用轉換得來的電能供熱，一方面可充分利用能量而不僅限于冬季，另一方面可減少供暖系統布置的困難。1.3.4、對半導體溫差發電來說，由于高效率的熱電轉換材料尚未發現，已知的熱電轉換材料效率太低，至少在目前此種方法還不

29、十分可行。1.3.5、對利用廢熱改良燃料來說，這種方法只利用了余熱的極小部分，經濟性較差，不能作為廢氣能量利用主要方向。因此，筆者認為利用廢氣能量轉換為機械能進而轉換為電能應作為廢氣能量利用的主要研究方向。此種方法對廢氣能量的利用率較高，且通過轉換得來的電能可靈活方便地使用，更重要的是這種方法不需對原有汽車設備做較大改動，易于實現產業化。但此種方法需解決的主要問題有：一是加裝能量回收裝置后會對發動機工作性能產生影響，如何盡量減少甚至消除這種影響是非常重要的；二是能量轉換裝置的轉換效率能夠達到多少需要通過試驗來明確，轉換效率決定其實用性。1.4、本文主要工作、本文主要工作 1.4.1、工作目標、

30、工作目標 為克服現有汽車廢氣能量回收利用裝置巾存在的能量轉換效率不高，實施過程困難，用途單一，且結構復雜，體積大等缺陷，設計一種將汽車廢氣能量轉換成機械能的新型裝置，并將其應用到所有內燃機，所提供的動力可以完全或部分地驅動內燃機沒有定時要求的附件，如電動機、蓄電池、水泵、動力轉向油泵、真空泵甚至空調等。為了實10現上述目的，本裝置擬通過動力渦輪實現廢氣能量的回收和向機械能的轉換。為此本文對當前的廢氣利用做了全面的調查，指出當前廢氣的利用發展形勢，利用方式，同時針對一臺具體柴油機ZH-4100DE 排氣管廢氣能轉化的機械部分做詳細設計，包括渦輪設計計算，渦殼的匹配設計，軸的設計等等。第二章 針對

31、ZH4100柴油機及排氣系統的渦輪部分設計第二章 針對ZH4100柴油機及排氣系統的渦輪部分設計112.1、ZH4100柴油機的相關資料、ZH4100柴油機的相關資料表2.1 柴油機相關參數2.2、排氣系統管路圖、排氣系統管路圖 圖-2 排氣系統管路圖2.3、渦輪設計、渦輪設計 231、渦輪型式選擇231、渦輪型式選擇 81 當前實際應用中的渦輪主要有三種：軸流式、徑流式和混流式。軸流式渦輪應用較早，設計簡單，但由于其效率低于其他形式渦輪，因而實際中很少采用。徑流式渦輪效率高、體積小、結構簡單，設計方法比較成熟，有較多的試驗數據支持，性能預測方便，實際使用較多。但當比轉速過高時，會造成葉輪出口

32、排氣損失過大，葉輪內部流動狀況不佳，使得渦輪性能惡化?；炝魇綔u輪結構比較復雜，制造困難，在高比轉速時效率較缸數缸徑|行程（mm）排量（升）發火次序進氣最大轉速轉矩（n.M）（r|min）排溫（攝氏度）4100|153.611-3-4-2自然吸氣220|150050012高，低比轉速時性能與徑流式渦輪相仿。但由于其試驗數據欠缺，給設計和性能預測造成不便。通過綜合考慮，決定在本文研究中采用徑流式渦輪。232、渦輪設計前需確定的參數232、渦輪設計前需確定的參數 1、渦輪入口廢棄流量G(按最大轉速1500r|min計算）經查閱文獻3表3-4，設研究海拔為0m，大氣壓為0.98510pa，大氣溫度為1

33、5攝氏度，且此種情況下大氣密度為1.225kg|3m，則計算公式為：G=進氣流量+燃料量 據查閱ZH4100資料，其燃氣缸每次噴射燃料為1g所以：16015004225.16015001061.33G =kg310556.210 =0.211kg （2-1）2、入口壓力0P 由于排氣管內表面無明顯阻礙裝置，查文獻 3得知0P與大氣壓基本相等，先取壓力為大氣壓1.033Mpa3、入口絕對溫度定位4500T0C4、入口絕對速度 smSGC05.004.01225.1211.010 =86sm （2-2）5、渦輪轉速 參考現有的渦輪增壓器的轉速（60000-200000r|min）并考慮渦輪直徑總體

34、大小取n=80000r|min6、出口壓力2P（靜壓）這里將外界環境簡化為與大氣壓相同，且為標準大氣壓，2P=0P=1.033pa7、廢棄絕熱指數K 根據氣體工業手冊相關資料，二氧化碳氣體絕熱系數為1.2，氮氣化合物絕熱系數為1.4，一氧化碳絕熱系數1.225。綜合廢棄中個氣成分含量平均計算，初步定位K=1.3。8、氣體常數13 查閱氣體工業手冊得知R=29.3kg|mol|kg 231、具體計算步驟如下：231、具體計算步驟如下：1、初步假定參數值：徑向度8.0 靜葉氣體流出絕對角1=015 動葉氣流出口相對角2=020 靜葉速度損失系數=0.95 動葉速度損失系數90.0 2、計算使渦輪達

35、到最大效率的最優參數 22212422221coscos111optm =0.31 （2-3）222221222222211coscosoptoptoptoptmmmU =0.37 （2-4）2224111cos1optoptoptoptmmU =0.8 （2-5）3、計算進口速度及其角度 （1）、理想絕熱速度：okkOOodCppTRkkC21021112 =86m|s （2-6）14 （2）、渦輪外徑上的圓周速度 smCUUodopt3211 （2-7）smUU268.03212 （2-8）注：以上結果均已經圓整，保留至整數。（3）、靜葉出口理論速度和實際速度 smCCoptodt388.

36、018611 （2-9）smCCt363895.011 （2-10）（4）、工作輪入口相對速度和相對速度角 11121211cos2CUUCW =9.7rad|s=10rad|s （2-11）0221106321023632100cosr （2-12）4、靜葉進口滯止參數計算 （1)、進口氣流音速；1314503.293.1000KRT （2-13）(2)、當地馬赫數;66.013186000CM （2-14）(3)、進口滯止壓力;paMKPPKK5120001036.1211 （2-15）（4）、進口滯止溫度;02000480)(211MKTT （2-16）5、靜葉出口參數確定 （1）、多變

37、指數；15 208.03.113.195.0112221kknn （2-17）（2）、出口壓力；papppkkpkoptkkkk511101211001.112 （2-18）（3）、出口溫度；0101014401nnPPTT （2-19）6、動葉進口滯止參數 （1）、當地音速；011129KRT （2-20）（2）、馬赫數；08.012910111WMW （2-21）（3）相對壓力；paMkppKKWw5121111002.1211 （2-22）（4）相對溫度；02111441)(211WwMKTT （2-23）7、動葉出口參數計算 （1）、多變指數；104.011211kknn （2-24）

38、（2）、出口絕對溫度；01121242022nnWWPPTT （2-25）8、渦輪基本尺寸 （1）、工作輪進口直徑；16 mmnUD1086011 （2-26）（2）、工作輪出口直徑；848.010812DD （2-27）（3）、靜葉出口處葉片高度；mmPCDGRTL15sin111111 （2-28）（4）、工作輪出口處葉片高度；mmPWDGRTL28sin222222 （2-29）231、渦輪損失計算和渦輪參數的計算進一步確定231、渦輪損失計算和渦輪參數的計算進一步確定 1、導向器中的損失計算 導向器出口葉片半徑；mmDr5.565.2545.2211 （2-30）根據經驗和渦輪外形尺寸

39、限制初步導向器進口葉片半徑2r=60mm 求得導向器葉片數；122ln12rrtbz （2-31）式中b|t為直葉柵稠度，將tZ圓整得 Z=18 返回求得2r=60mm 17圖-3 渦輪的三維立體圖 18第三章 第三章 其他部件的匹配設計 其他部件的匹配設計3.1、軸設計3.1、軸設計 圖-4 軸 3.1.1、軸的結構設計 3.1.1、軸的結構設計 軸上零件的裝配方案 由以上設計可知，軸上需裝配的零件從右到左有螺母，墊片，渦輪，軸承。軸承從左端裝入，渦輪從右端裝入。則可將渦輪與軸承之間設計一軸肩。軸的各段直徑和長度確定 首先確定右端螺紋長度，初步定為長10mm，為考慮渦輪裝入方便將螺紋段尺寸定

40、為13mm。螺距為2mm，螺紋高度為2mm，另外將向左延伸至3mm長度的無紋區，作為減載。渦輪輪轂寬度為28mm，則可確定軸此段長度為28mm，此段軸直徑定為13mm。為考慮渦輪的軸向定位，渦輪左端設計一軸肩，肩高為3mm，則此段的直徑為19mm，由于根據以上渦殼寬度為34mm，為保證渦輪與渦殼壁有足夠的間隙，不致影響正常工作，將渦輪上下端面與渦殼壁間隙設計為3mm，由此可將軸此段長度定為8mm,軸肩的左端裝軸承，根據選取的軸承的標準數據，將此段軸直徑設計為15mm，此段長度定為59mm。軸上的零件定位 由以上渦輪左端軸向定位，采用螺紋螺母緊固定位。渦輪的左端采用軸肩定位，渦輪的周向定為采用圓

41、底平鍵定位，鍵長設計為20mm，如圖所示，鍵高為2mm。19 3.1.2、軸的材料選擇3.1.2、軸的材料選擇 軸的材料要求為耐高溫，扭矩要求不是很高，而且用于腐蝕條件，經查閱文獻10，表15-1，將軸的材料定為3Cr13。采用調制熱處理。軸的補充說明：如上圖所示，該軸左端設計未完成，有待于進一步改善，該軸的左端設計有待于設計，若將需要轉化的扭矩直接傳遞給發電機的線圈，將機械能轉化為電能，則可以將此軸與電動機同軸，這里由于電動機設計技術當今較為成熟，加之本人能力有限，再者電動機的軸承設計須依據電動機本身的尺寸來配置，這里就不在設計。3.1.2、軸的強度校核3.1.2、軸的強度校核10 按扭轉強

42、度計算 注：由前面設計可知，此軸為傳動軸，僅僅承受扭矩，因此按扭轉強度計算。tTtdnPWT32.09550000 （3-1）式中各參數的確定：n-軸的轉速，由前面設計確定n=80000r/min d-計算截面處軸的直徑，由上圖可知，校核此軸的扭矩強度的截面取承受最弱面即截面半徑最小的面：圖-5 軸的結構簡圖 20 圖-6 軸的載荷分布簡圖 由以上分析確定截面計算直徑為d=15mm P-軸的傳遞功率 以下為能量轉化路線：廢氣動能-渦輪角動能-外部機械能-電能/氣壓能 此處軸校核按能量傳遞無損失計算，即按軸所能承受的極限扭矩計算，廢氣在管道的動能通過渦輪裝置后減少量等于渦輪的角動能增加量，本文假

43、設外部負載無窮大，既有1S內廢氣的所有動能減少量即為軸傳遞功率則有：P=P=2222112121vmvmW （3-2）圖中兩個質量可看做相等，因為通過渦輪裝置前后管內壓力變化不大，其密度也未變，所以質量也不變。kgvshsvmm2107.08605.004.0225.1221 （3-3）其中smv861 smv362 代入（3-3）式計算得P=642.635W=0.643KW查文獻10表15-3可知，取MPaT35 1120A由式（3-1）推得：mmHPAd880000643.0112330 （3-4）而實際軸的直徑為15mm，所以軸的強度完全滿足扭轉強度需求。校核完畢！213.2、渦殼設計3

44、.2、渦殼設計 由以上渦輪設計數據可得渦輪直徑最大為108mm，而渦輪要裝入渦殼，并在內工作，為保證裝入方便初步確定渦殼直徑為114mm。渦殼厚度則根據渦輪厚度來定，同樣保證裝入的前提條件下，渦輪厚度為28mm，確定渦輪上下端面離渦殼兩壁距離為3mm，則可確定渦殼直徑為114+28+6=148mm。并且為節約材料將渦殼表面設計為圓弧。其三維圖設計如下：圖-7 渦殼3.3、小端渦蓋設計3.3、小端渦蓋設計 小端渦蓋即與渦殼相連，且同時為廢氣出口的密封端蓋！由以上渦殼設計，采用螺釘連接，渦殼小端直徑為 120mm，則與之匹配的小端渦蓋一側直徑也為120mm，并設計為四個螺孔，螺孔直徑為10mm，為

45、盡量減少空氣阻力，從120mm的端口直徑過度到40mm的排氣管之間采用圓弧過度，同樣渦蓋壁厚設計為5mm，22圖-8 小端渦蓋3.4、大端渦蓋設計3.4、大端渦蓋設計 圖-9 大端渦蓋設計3.5、部分圖片預覽3.5、部分圖片預覽23 圖-10 裝配圖圖-11 三維實體裝配圖24第四章 致謝第四章 致謝衷心感謝學校這次畢業設計的學習鍛煉機會，通過這次畢業設計，我收獲頗多，知識面有了很大的提高，綜合運用能力得到加強，可以說經過這樣一次設計，我們才真正達到了畢業的要求。首先，我感覺這次設計提高了我們解決實際問題的能力。在一個實際題目當前，怎樣才能解決問題呢？這不是哪本書上能說清楚的。這就要求我們根據

46、實際情況，分析實際問題，想出解決方案，這就是一個能力的問題了。平時我們很少有這樣的機會，能把所學的知識運用于解決實際問題當中，但這次設計就給予了我們一個很好的機會。其次，這次設計考驗了我的自學能力。在整個設計過程中，許多知識都不是我以前所學過的，特別是軟件的應用方面。因此這讓我意識到學習能力的重要性，活學活用，才能立于不敗之地。再次，這次設計鍛煉了我的綜合運用知識能力。在設計時，我不但要用到機械方面的知識，還要用到許多計算機方面的知識。如何把握許多方面的知識，綜合運用這些知識，這就要求我們掌握重點，靈活運用，不然是難以解決設計中的問題的。最后在整個設計過程中，特別感謝我的指導老師朱石砂教授，是

47、他悉心指導，耐心教育，我才得以解決許多百思不得其解的問題，尤其是許多論文的細節。所有這些，都讓我內心深處感激不盡！參考文獻：參考文獻：25【1】、張鐵柱，張洪信汽車安全、節能與環保M北京：國防工業出版社，20045【2】、鐘瓊香內燃機廢熱制冷與發電之探討J肉類工業，1997(3)：4-453、【3】、袁玉和，高光有，車輛用渦輪增壓器-構造、原理、使用與維修M。國防工業出版社，1990年，1-228【4】、楊培毅，程林，汽車余熱空凋的研究現狀，流體工程，19936 5459【5】、汽車用溴化理吸收式制冷裝置P實用新型專利，ZL991166892 【6】、北汽車編輯部利用汽車排氣與冷卻水的余熱采暖

48、和制冷的兩項專利技術J。湖托汽車，2001(1、2)：899l 【7】、周良德，朱泗芳等編著，現代工程圖學M。湖南科學技術出版社,2002.9.2-50.【8】、朱智富，張鐵柱。汽車廢氣能量回收裝置的研究J.青島大學碩士論文，2005.5.1-53 【9】、黃衛東，廢氣渦輪結構設計PPT，【10】、濮良貴，紀名剛，機械設計第八版M，高等教育出版社，2006，5.62-383.【11】、董桂田汽車發動機排氣廢熱的溫差發電J北京節能，1997(4)：79附錄1：符號表附錄1：符號表26A：英文字母：:效率 A:流通面積 :反動度A:喉口寬度 :徑向度B:葉片軸向弦長 :運動粘度 C:絕對速度 :密

49、度D:直徑 :靜葉損失系數G:流量 :葉損失系 Hu:輪周功I:沖角K:絕熱指數L:流道長度I:葉片高度M:馬赫數N:功率N:轉速0P:入口壓力0P:入口滯止壓力2P:出口壓力(靜壓)R:氣體常數Re:雷諾數R:半徑0T:入口絕對溫度T:入口滯止絕對溫度T:柵距U:周向速度W:相對速度Z:葉片數希臘字母：:氣流入口或出口絕對角:氣流入口或出口相對角:厚度:損失系數27附錄 II：外文文獻翻譯原文及其譯文附錄 II：外文文獻翻譯原文及其譯文Effects of structure elastic deformations of wheelset and track on creep forces

50、 of wheel/rail in rolling contactAbstractIn this paper the mechanism of effects of structure elastic deformations of bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed.Effects of structure deformations of wheelset and track on the creep forces of wheel and rail are investig

51、ated in detail.General structure elastic deformations of wheelset and track are previously analyzed with finite element method,and the relations,which express the structure elastic deformations and the corresponding loads in the rolling direction and the lateral direction of wheelset,respectively,ar

52、e obtained.Using the relations,we calculate the influence coefficients of tangent contact of wheel and rail.The influence coefficients stand for the occurring of the structure elastic deformations due to the traction of unit density on a small rectangular area in thecontact area of wheel/rail.They a

53、re used to revise some of the influence coefficients obtained with the formula of Bossinesq and Cerruti in Kalkers theory of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form.In the analysis of the creep forces,the modified theory of Kalker is employed.The numerical results

54、obtained show a great influence exerted by structure elastic deformations of wheelset and track upon the creep forces.2002 Elsevier Science B.V.All rights reserved.Keywords:Wheel/rail;Rolling contact;Creep force;Structure elastic deformation28Introduction During running of a train on track the fierc

55、e action between wheelset and rails causes large elastic deformations of structure of wheelset and track.The large structure deformations greatly affect performances of wheels and rails in rolling contact,such as creep forces,corrugation 13,adhesion,rolling contact fatigue,noise 4,5 and derailment 6

56、.So far rolling contact theories widely used in the analysis of creep forces of wheel/rail are based on an assumption of elastic half space 712.In other words,the relations between the elastic deformations and the traction in a contact patch of wheel/rail can be expressed with the formula of Bossine

57、sq and Cerruti in the theories.In practice,when a wheelset is moving on track,the elastic deformations in the contact patch are larger than those calculated with the present theories of rolling contact.It is because the flexibility of wheelset/rail is much larger than that of elastic half space.Stru

58、cture elastic deformations(SED)of wheelset/rail caused by the corresponding loads are shown in Figs.1 and 2.The bending deformation of wheelset shown in Fig.1a is mainly caused by vertical dynamic loads of vehicle and wheelset/rail.The torsional deformation of wheelset described in Fig.1b is produce

59、d due to the action of longitudinal creep forces between wheels and rails.The oblique bending deformation of wheelset shown in Fig.1c and the turnover deformation of rail shown in Fig.2 are mainly caused by lateral dynamic loads of vehicle and wheelset/rail.The torsional deformations with the same d

60、irection of rotation around the axle of wheelset(see Fig.1d),available for locomotive,are mainly caused by traction on the contact patch of wheel/rail and driving torque of motor.Up to now very few published papers have discussions on the effects of the SED on creepages and creep forces between whee

61、lset and track in rolling contact.In fact,the SED of wheelset/rail mentioned above runs low the normal and tangential contact stiffness of wheel/rail.The normal contact stiffness of wheel/rail is mainly lowed by the subsidence of track.The normal contact stiffness lowed doesnt affect the normal pres

62、sure on the contact area much.The lowed tangential contact stiffness affects the status of stick/slip areas and the traction in the contact area greatly.If the effects of the SED on the rolling contact are taken into account in analysis of rolling contact of wheel/rail,the total slip of a pair of co

63、ntacting particles in a contact area is different from that calculated with the present rolling contact theories.The total slip of all the contacting particles and the friction work are smaller than those obtained under condition that the SED is ignored in the analysis of creep forces of wheel/rail.

64、Also the ratio of stick/slip areas in a contact area is larger than that without consideration of the effects of the SED.29 In this paper the mechanism of effects of structure elastic deformations of bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed,and Kalkers theoretical

65、 model of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form is employed to analyze the creep forces between wheelset and track.In the numerical analysis the selected wheelset and rail are,respectively,a freight-car wheelset of conical profile,China“TB”,and steel rail of 60 k

66、g/m.Finite element method is used to determine the SED of them.According to the relations of the SED and the corresponding loads obtained with FEM,the influence coefficients expressing elastic displacements of the wheelset and rail produced by unit density traction acting on the contact area of wheel/rail are determined.The influence coefficients are used to replace some of the influence coeffi-cients calculated with the formula of Bossinesq and Cerruti in Kalkers theory.The effect of the bendin