Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементтов конструкции тепловозного двигателя

МИНИСТЕРСТВО ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ РОССИЙСКОЙ

ФЕДЕРАЦИИ

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ (МИИТ)

Кафедра "Локомотивы и локомотивное хозяйство"

РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ

Выполнил: студент гр.ТЛТ-451 Меркулов П.М.

Принял: профессор Васильев В.Н.

Москва - 2008 г.

СОДЕРЖАНИЕ

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

1. ВЫБОР ТИПА И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИЗЕЛЯ

Длина дизеля

Ширина двигателя

Высота двигателя.

2. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ И ЕГО ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ

2.1. Расчет количества воздуха, необходимого для реализации заданной мощности, выбор схемы наддува и определение мощности компрессора

2.1.1. Расчет количества воздуха и давления наддува.

2.1.3. Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

2.2. Процессы наполнения и сжатия

2.3. Процесс сгорания

2.4. Процесс расширения.

2.5. Определение температуры газов, на входе в турбину и баланса мощностей компрессора и турбины

2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

4. РАСЧЕТ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В КРИВОШИПНО-ШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ ДИЗЕЛЯ

5. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ

5.1. Коленчатый вал

5.2. Поршни.

5.3. Шатун

6. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДИЗЕЛЯ.

7. Индивидуальное задание:Масляные фильтры тонкой очистки масла

БИБЛИОГРАФИЯ.

1. ВЫБОР ТИПА И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИЗЕЛЯ

1.1. МощностьN_е,угловая скорость вращения коленчатого вала w, тактность t и, условия работы дизеля задаются консультантом проекта. В процессе проектирования, по согласованию с консультантом при наличии соответствующих обоснований заданные величины могут быть откорректированы.

Эффективная мощность дизеля кроме угловой скорости и тактности зависит от величин среднего эффективного давления Р_а, реализуемого при рассматриваемом режиме работы, рабочего объема цилиндра V_h и числа цилиндров Z. При проектировании дизелей величины, определяющие их эффективную мощность, выбираются с учетом опыта эксплуатации ухе построенных двигателей, а также весовых и габаритных ограничений, выдвигаемых специфическими условиями работы проектируемого двигателя.

Мощность двигателя определяется соотношением:

, кВт

где Р_е - среднее эффективное давление, Па;

w - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с;

Z - число цилиндров;

V_h - рабочий объем цилиндров, м³;

t - коэффициент тактности.

Pe=0,7-1,2мПа=0,7мПа.

Угловая скорость равна w=π*ng/30=115,13 рад/с.

Рабочий объем цилиндра определяется из соотношения:

, м³

V_h=3,14*0,256²*0,256/4=0,20096 (м³⁾

где D – диаметр поршня, м;

S – ход поршня, м.

Тогда:

, кВт. (1)

Коэффициент тактности принимается равным двум для 2-х тактных и четырем – для 4-х тактных двигателей.

Среднее эффективное давление и средняя скорость поршня выбираются на основании опыта конструирования, доводки и эксплуатации существующих двигателей.

В зависимости от заданной мощности предварительно выбирается величина среднего эффективного давления по рис.1.

Средняя скорость поршня C_mявляется параметром, определяющим степень быстроходности и долговечности дизеля. Для выполненных тепловозных двигателей средние скорости поршня имеют значения:

- для 4-х тактных дизелей C_m=7,4 - 10,5 м/с;

Двигатели с высокими значениями C_mхарактеризуются меньшими габаритами и массой. Для их изготовления применяются материалы повышенного качества и износостойкости, повышается класс точности изготовления дизелей, в процессе эксплуатации для смазки используются высококачественные сорта масел с присадками с тем, чтобы сохранить моторесурс на требуемом уровне. Поэтому по возможности выбирают меньшую скорость поршня.

Скорость поршня определяется из соотношения:

, м/с (2)

С учетом (2) эффективная мощность определяется:

, кВт (3)

Число цилиндров в тепловозных дизелях в зависимости от общей мощности, размеров цилиндра и тактности колеблется от 6 до 24 для 4-х тактных и 10 -16 для 2-х тактных.

У 4-х тактных двигателей, исходя из условий уравновешивания и необходимой равномерности крутящего момента, применяют четное число цилиндров (6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20 и 24). При числе цилиндров от 6 до 8 обычно применяет рядное расположение. При числе цилиндров больше 8 переходят к V - образному их расположению.

Диаметры цилиндров построенных тепловозных дизелей изменяются в пределах:

- D = 0,170 - 0,300 м для 4-х тактных дизелей с нераздельной камерой сгорания;

При больших диаметрах цилиндров имеют место высокая теп-лонапряженность, значительная масса деталей кривошипно-шатунного механизма и поршня вследствие высоких нагрузок.

Диаметр цилиндра выбирается приближенно в соответствии с рис. 2 и должен соответствовать нормальному ряду диаметров:

0,130; 0,140, 0,150; 0,160; 0,170; 0,180; 0,190; 0,210; 0,230, 0,240; 0,250; 0,260; 0,280; 0,300, 0,320; 0,340 м.

Отношение хода поршняSк диаметру D цилиндра для тепловозных дизелей находится в пределах:

- S/D = 1,0 - 1,3 для 4-х тактных дизелей; S/D =1,0

В двигателях средней быстроходности рекомендуется увеличенные отношения S/D, так как при прочих равных условиях с увеличением S/D уменьшается диаметр цилиндра, нагрузка на детали кривошипно-шатунного механизма, увеличивается высота камеры сгорания, что ведет к улучшению процесса сгорания, но при этом увеличивается высота двигателя.

Для быстроходных дизелей целесообразно снижать величину S/D для уменьшения средней скорости поршня и высоты двигателя. Однако с понижением S/D ухудшаются условия протекания процессов смесеобразования.

1.2. Определение основных размеров цилиндра двигателя и числа цилиндров рекомендуется производить в следующем порядке:

В соответствии с рекомендациями изложенными в п.1.1, выбирают ориентировочную величину среднего эффективного давления Р_е.

Задаются тремя-четырьмя значениями средней скорости поршняC_mi в диапазоне значений, рекомендованных в п. 1.1, с интервалом 0,5 м/с.

Для нескольких значений отношения (S/D)_j определяют диаметры цилиндров, соответствующие выбранным значениям средней скорости поршня и заданной угловой скорости коленчатого вала:

, м (4)

Для каждого вычисленного значения диаметра цилиндра по формуле (3) определяют число цилиндров проектируемого двигателя. Полученные значения диаметров и чисел цилиндров сводят в табл. 1.

По табл.1 выбирают число цилиндров, соответствующее рекомендациям п.1.1. Диаметр цилиндра, соответствующий выбранному числу цилиндров, округляют до ближайшего значения из ряда нормальных диаметров и уточняют среднюю скорость поршня по соотношению (2).

Отношение S/D не должно выходить за рекомендуемые пределы.

1.3. По полученным геометрическим параметрам проектируемого дизеля D, S, Z определяют его основные габаритные размеры.

Длина дизеля

, м (5)

где D- диаметр цилиндра, м;

К = Z - для рядных двигателей;

K = 0,5Z - для V -образных двигателей;

C = 1,5 м - линейный размер, зависящий от компоновки вспомогательного оборудования и агрегатов наддува двигателя.

L=1,16*0,256*4+1,5=2,69 (м)

Таблица 1

Диаметры и числа цилиндров проектируемого двигателя.

Ширина двигателя

, м (6)

B=7*0,256=1,79(м)

Высота двигателя

, м (7)

H=6*0,256=1,53(м)

где а = 6,0 - 8,0 - для рядных двигателей;

5,0  7,0 - для V - образных двигателей;

10 13,0 - для 2-х тактных двигателей с противоположно-движущимися поршнями.

После определения габаритных размеров дизеля производят проверку его размещения в кузове тепловоза.

Проверяют наличие необходимой ширины проходов по обе стороны от дизеля. От внешнего контура дизеля до боковых стенок кузова тепловоза должно быть 0,7 м на высоте груди человека (на расстоянии от настила 1,5 м), что обеспечивает нормальное и безопасное обслуживание дизеля.

В отдельных исключительных случаях допускается местное сужение прохода до 0,5 м.

Эскиз установки дизеля на тепловозе выполняется в масштабе 1:20 и прилагается к записке.

2. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ И ЕГО ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ

Целью расчета рабочего процесса дизеля является определение параметров, необходимых для реализации заданной мощности при заданной угловой скорости коленчатого вала и выбранных геометрических размерах цилиндра.

2.1. Расчет количества воздуха, необходимого для реализации заданной мощности, выбор схемы наддува и определение мощности компрессора

2.1.1. Расчет количества воздуха и давления наддува.

Количество воздуха, необходимого для работы, зависит от мощности, выбранных ранее (см. п.1) геометрических размеров цилиндров, качества газообмена и других, факторов.

Расход воздуха через двигатель определяется из соотношения:

, кг/с (8)

гдев_т - расход топлива двигателем, кг/с;

_S- суммарный коэффициент избытка воздуха;

L₀^` - соотношение между количеством воздуха и топлива при полном сгорании топлива (= 1).

Расход топлива В_т зависит от мощности, КПД двигателя и качества топлива:

, кг/с (9)

гдеN_е - эффективная мощность дизеля, кВт;

Н_и - теплотворная способность топлива, кДж/кг;

h_е - эффективный КПД двигателя.

B_т =650/42500*0,40=0,038 кг/с.

С учетом (9) получим:

(10)

Величины _Sиh_епредварительно выбираются по справочным данным. Обычно для 4-х тактных тепловозных дизелей характерно _S2,1 - 2,6 h_е=0,40-0,43, а для 2-х тактных соответственно – _S2,5 -2,9 и h_е=0,34 - 0,38

ВеличиныL₀^`и Н_и принимаются равными 14,35 и 42500 кДж/кг.

G_{S = (2, 5*14, 35*650)/17000=1,371 кг/с}

Во время продувки часть воздуха теряется, поэтому в процессе сгорания будет участвовать меньшее количество воздуха:

, кг/с. (11)

где j_к - коэффициент избытка продувочного воздуха.

Для 4-х тактных двигателей принимают j_к = 1,05 - 1,15;

для 2-х тактных при прямоточно-щелевой продувке - j_к = 1,4 - 1,5, при прямоточно-клапанной - j_к = 1,4 - 1,7 и при контурной продувке - j_к = 2,1.

G=1,371*1,1^-1=1,246 кг/с.

Количество воздуха в цилиндрах Gи давление наддува Р_Sсвязаны соотношением:

, МПа (12)

гдеh_v- коэффициент наполнения, выбирается для 4-х тактных ДВС в пределах 0,96, а для 2-х тактных – 0,85 - 0,95;

Т_S - температура наддувочного воздуха, К.

Если считать, что в условиях тепловоза не удается охлаждать наддувочный воздух ниже 340 - 350 К, то можно принять, что температура заряда в цилиндрах находится в пределах Т_S = 370 - 400 К.

R_В - газовая постоянная воздуха, R_В= 287 Дж/кг^.К.

P_s=(400*287*4*1,246*4)/(0,256*0,065536*8*115,13*0,96)*10^-6=0,154 (МПа)

2.1.2. Выбор схемы наддува.

По найденной величине давления наддува следует выбрать и обосновать схему воздухоснабжения дизеля.

Для четырехтактных тепловозных дизелей, как правило, применяют одну ступень сжатия воздуха в центробежном компрессоре, приводимом в работу от газовой турбины. Мощность, потребляемая компрессором, определяется по формуле:

, Вт (13)

где Т₁ - температура воздуха на входе в компрессор, К;

- степень повышения давления в компрессоре (для компрессора низкого давления 1,9, среднего давления – 1,9 - 2,5 и высокого давления – 2,5 - 4,0);

π_к=0,154/0,103=1,495

Р₀ - давление воздуха на входе в компрессор ,

x₀ - потери в воздухозаборных устройствам и фильтрах x₀ = 6,95 - 0,97;

h_К - коэффициент полезного действия компрессора (принимается равным 0,75 - 0.81);

к - показатель адиабаты сжатия (к = 1,4).Расчитаем мощность компрессора.Возьмём T₁=293 K.

N_кнд=1,371*287*(1,4/1,4-1)*293*1,272*1,28=656979 (Вт)

2.1.3.Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

Температура воздуха на выходе из компрессора:

, К (14)

T₂=293*((1+(1,11-1/0,78-1))=334,02 K.

Если в выбранной схеме предусмотрен охладитель, то температура после охладителя на входе в дизель определяется соотношением:

, К (15)

T_s=334-0,4(334-293)=317,6 K.

гдеh_х - коэффициент эффективности охладителя;

Т_W- температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух.

Для водовоздушных охладителей h_х находится в пределах 0,75 - 0,7, для воздуховоздушных охладителей величина может быть принята в пределах h_х = 0,35 - 0,5.

Температура воды, охлаждающей на тепловозе наддувочный воздух, может приниматься равной 330К при нормальных наружных условиях (нормальные атмосферные условия: р₀=0,103 МПа, Т₀=293К).

В случае применения воздуховоздушного охладителя температура Т_Wпринимается равной Т₀=293 К.

Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе оцениваются приближенно:

, (16)

где x_S - коэффициент потерь; выбирается в пределах 0,92 - 0,95.

P_s¹=0,95*0,154=0,1463 Мпа.

2.2. Процессы наполнения и сжатия

Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:

· для 4-х тактных двигателей с наддувом:

Р_а = (0,90  0,96)^.Р_S, (21)

P_a=0,96*0,154=0,147 Мпа.

Температура воздуха в конце наполнения:

, К (23)

где Т_S - температура воздуха на входе в двигатель;

DТ - приращение температуры воздуха в цилиндре;

Т_r - температура остаточных газов в цилиндре двигателя;

g_r - коэффициент остаточных газов.

T_a=370+15+0,02*650/(1+0,02)=390 K.

Величина:

, К (24)

где DТ_кин - повышение температуры свежего заряда за счет преобразования кинетической энергии в тепловую (DТ_кин = 7 К);

DТ_m - повышение температуры воздушного заряда за счет подогрева от стенок цилиндра (DТ_m= 8 К).

Величины коэффициента остаточных газов и Т_r принимаются в пределах:

· 4-х тактные дизели c наддувом g_r = 0,02, Т_r = 650 К;∆T=15 K.

Коэффициент наполнения h_V определяется по формуле:

, (25)

где e - степень сжатия;

G_д1 – коэффициент, учитывающий до зарядку цилиндров двигателя G_д1=1,02  1,07.

Перед определением h_V необходимо выбрать величину степени сжатия e.

При выборе e учитывают максимально-допустимое давление сгорания в двигателе [Р_Z]_maх. Выбранная величина степени сжатия не должна превышать значения:

, (26)

где  - степень повышения давления при сгорании;

n₁ - среднее значение показателя политропы сжатия.

Допустимое давление сгорания [Р_Z]_maх в современных дизелях находится в пределах 12 - 14 МПа и зависит от выбранной конструкции двигателя.

Степень повышения давления  и степень сжатияeвыбираются так, чтобы величина  находилась в пределах 1,3 - 1,8, а величина e в пределах, указанных на рис. 2.

Показатель политропы сжатия n₁ в современных двигателях зависит от конструкции системы охлаждения и потерь тепла в цилиндре при сжатии. Величина n₁ выбирается в пределах 1,34  1,36.Примем n₁ =1,34.

ε=(14 / 1,3*0,147)^1/1,34=24,6

^η_v=24,6*1,02*0,147*317,6*1/(24,6-1)(1+0,02)*0,154*390,19=0,809

Определяем действительный рабочий объем цилиндра V_h^` в момент закрытия впускного органа газораспределения (фаза j_а):

, м³

где R – радиус кривошипа равен значению S/2, 0,128 м.

 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимается 0,3-Д 49.

j_а - фаза запаздывания закрытия впускного органа определяется исходя из типа рассчитываемого двигателя и может соответствовать фазе j_а уже существующих тепловозных двигателей (см. табл.2.).

Таблица 2.

фаза j_а=28˚ F_п=3,14*0,256²/4=0,052

V’_h=0,128((1-0,4716)+1,3/4*(1+0,0927))*0,052=0,0057 (м²)

Определяем объем сжатия:

, м³

^V_c=0, 0057/ (24,6-1)=0,00024 м³

Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:

, кг (27)

где Р_S^` - давление наддувочного воздуха в МПа.

M_1ц=(0,1463*0,0057*0,809*10⁶)/(287*370)=0,0063 (кг)

Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:

, кг

М_ац=((0,0057+0,00024)*0,147/(0,128*390))*10⁶=17,5 кг.

Давление воздуха в конце сжатия:

, МПа (28)

P_c=0,147*24,6^1,34=10,74 Мпа.

Температура воздуха в конце сжатия:

, К (29)

T_с=390*24,6^0,34=1159 K.

По условию возможности надежного самовоспламенения топлива значение температуры Т_С должно быть не менее 750 К.Условие самовоспламенения выполняется.

2.3. Процесс сгорания

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры Т_Z и давления Р_Z рабочего тела в точке расчетной индикаторной диаграммы и степени предварительного расширения .

При расчетах рабочего цикла весовой состав дизельного топлива по химическим элементам принимается:

углерода С = 0,86, водорода Н = 0,13 и кислорода О = 0,1.

Коэффициент избытка воздуха  оказывает непосредственное влияние на качество процесса сгорания топлива, а, следовательно, и на величину индикаторного КПД двигателя. Для дизелей с наддувом при определенных значениях коэффициента избытка воздуха удельный расход топлива достигает минимального значения.

Ориентировочно можно принимать, что расчетная величина коэффициента избытка воздуха находится в пределах для комбинированных двигателей

 =2,2,

Определяем цикловую подачу топлива:

, кг/цикл (30)

ġ_ц=0,0063/2,2*14,35=0,0001 кг/цикл

Цикловая подача современных тепловозных двигателей находится в пределах 0,305 - 1,46 г/цикл. Для определения температуры газов в конце "видимого" сгорания топлива точка “z” расчетной индикаторной диаграммы используют уравнение сгорания:

, (31)

где x_Z- коэффициент использования теплоты в точке “z”;

mC_V^’ - средняя молярная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме, кДж/моль^.К;

mC_Р^’ - средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении в точке “z”, кДж/моль^.К;

_Z - расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке “z”;

Т_Z - температура рабочего тела в точке “z”, К;

L₀ - количество киломолей воздуха, необходимое для сгорания I кг топлива при к = 1 (L₀ = 0,486).

Так как величины теплоемкостей приближенно являются линейными функциями температуры, то уравнение (31) является квадратным относительно Т_Z.

Рекомендуется следующий порядок определения величин, входящих в уравнение (31).

2.3.1. Определяют коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:

, (32)

β=1+((8*0,13+0,1)/32*2,2*0,468)*0,980392156=1,054

2.3.2. Выбирают значение коэффициента использования теплоты в пределах:

· для дизелей средней быстроходности x = 0,75 - 0,85;

· для быстроходных дизелей x = 0,8  0,9.

2.3.3.Выбирают коэффициент выделения теплоты Х_Z в конце "видимого" сгорания. Для двигателей средней быстроходности можно принять Х_Z = 0,65 - 0,9; для быстроходных дизелей Х_Z = 0,75 - 0,85.

2.3.4.Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:

, (33)

ξ_z=0,8*0,9=0,72

2.3.5.Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:

, (34)

β_z=(((1,054-1)*0,9)/(1+0,02))+1=1,04764

2.3.6.Выбирают значение степени повышения давления при сгорании , от которой зависят экономичность дизеля, его динамические характеристики и весовые показатели. В существующих конструкциях дизелей  колеблется в пределах 1,2 - 2,2. Для дизелей с наддувом с целью обеспечения минимальных удельных эффективных расходов топлива целесообразно на расчетном режиме вести рабочий процесс при  =1,3 - 1,8. Необходимо учитывать, что получившаяся максимальная величина давления сгорания Р_Zне должна превосходить Р_Z = 12 - 14 МПа, так как при более высоких значениях Р_Z возрастает вес дизеля и деталей кривошипно-шатунного механизма.

2.3.7.Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mC_V^’ может быть использовано приближенное соотношение:

, (35)

mC’_v=18,576+0,0025*1159=21,473

2.3.8.Определение значений средней мольной теплоемкости продуктов сгорания производится с учетом теплоемкостей смеси чистого воздуха и чистых продуктов сгорания (чпс):

, (35)

mC’’_v=(21,473(2,2-0,9)+25,966*0,9)/2,2=23,311

где mC_V^чпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;

(-х) - доля чистого воздуха в продуктах сгорания;

х - доля чистых продуктов сгорания, численно равная коэффициенту выделения тепла:

, (37)

mC^чпс_v=19,487+0,0036*1800=25,966

2.3.9.Учитывая, что:

mC’’_p=8,312+23,311=31,623

из выражения (36) в точке “z” получим значение mC^’’_РZ:

, (38)

mC’’_pz=8,312+(19,487*0,9)/2,2+(18,576(2,2-0,9))/2,2+[0,0036*0,9+0,0025(2,2-0,9)]*1800/2,2=32,571

Задаваясь в первом приближении температурой в точке Z равной 1800 К, определяют теплоемкость mC^’’_РZ и температуру Т_Zпо уравнению (31). При отклонении Т_Z от 1800 К более, чем на 50 К, расчет повторяют.

T_z=59922/(1,04764*326654)=59,922/34,22157966=1751 K.

Температура Т_Zнаходится в пределах 1750  1950 К.

Более высокие значения Т_Zнежелательны во избежание существенных потерь теплоты от значительной диссоциации молекул газов.

Максимальное давление сгорания Р_Z и степень предварительного расширения  определяют из соотношений:

, (39)

P_z=1,3*10,74=13,962 Мпа.

, (40)

ρ=(1,04764/1,3)*(1751/1159)=1,217

2.4. Процесс расширения

По углу открытия выпускных органов газораспределения j_В определяютобъемрабочеготела V_В в точке “в”:

,

V_в=0,00024+0,052*0,128((1-0,4361)+1,3/4(1+0,2581))=0,00671 (м³)

Таблица 3.

Степень последующего расширения определяют из соотношения

, (41)

σ=0,00671/(0,00024*1,217)=22,9

Для определения температуры рабочего тела в конце расширения (точка “в” расчетной индикаторной диаграммы) используют уравнения:

, К, (42)

гдеn₂ - среднее значение показателя политропы расширения, и уравнение теплового баланса процесса расширения с учетом тепловыделения от догорания топлива на линии расширения:

, (43)

где

,

A’=(8,312*1,04764*1751)/1,054=14466,48

B’=42500*((0,8-0,72)/(2,2*0,468*

(1-0,02)*1,054))+(1,04764*23,311*1751)/1,054=43768,26

Уравнения (42) и (43) решаются совместно одним из численных методов.

Обычно для тепловозных дизелей величины n₂ = 1,21 -1,3, Т_В = 900 -1200 К.

n₂=((14466,48-8,312*1000)/(43768,26-23,311*1000)+1=1,3

T_B=(1751/22,9^0,3)*(1,04764/1,054)=695 K.

Давление в конце расширения определяют по формуле:

, МПа (44)

Р_В=13,962/22,9^1,3=0,238 Мпа.

Температура Т_Вне должна превышать 1200 К во избежание значительного перегрева выпускных клапанов, головок поршней и пригорания поршневых колец.

2.5. Определение температуры газов, на входе в турбину и баланса мощностей компрессора и турбины

2.5.1.Схематически можно принять, что в процессе выпуска последовательно происходят изоэнтальпийное истечение газовизцилиндров в выпускной коллектор, их перемешивание с продувочным воздухом и перенос отработавших газов к турбине с некоторой потерей теплоты в стенки коллектора.

При перемешивании газов с наддувочным воздухом из уравнения баланса теплоты находится температура смеси.

Уравнение баланса теплоты может быть представлено в виде:

, (45)

гдеG_S; G - суммарный и теоретический расход воздуха;

Т_СМ, Т_S; Т_В - температуры смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в”:

mC_РСМ; mC_РS и mC_РВ - молярные теплоемкости смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в” (берутся из курса теплотехники).

Принимая mC_РВ = mС_РСМ , получим

, (46)

T_см=((1,371-1,246)*317*1+1,246*695))/1,371=660 K.

Температуру смеси рабочего тела перед турбиной определяют с учетом потерь теплоты на охлаждение:

, (47)

T_т=660-0,11(660-350)=626 K.

где y_r- коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе;

Т’_W- температура теплоносителя, охлаждающего коллектор.

В тепловозных дизелях величина y_r находится в пределах:

· для коллектора, охлаждаемого водой - 0,1 - 0,15;

· для неохлаждаемого коллектора - 0,01 - 0,03.

В случае охлаждения коллектора водой значение Т’_Wпринимается в пределах 320 - 360 К. Для неохлаждаемого коллектора значение Т’_Wпринимается равной температуре воздуха в кузове тепловоза.

2.5.2.Мощность турбины зависит от расхода смеси G_Z, температуры смеси Т_СМ на входе в турбину, перепада давлений в турбине _Т и КПД h_Т. Для обеспечения продувки двигателя перепад давлений по двигателю для 4-тактных дизелей не должен быть ниже , а для 2-тактных дизелей (где Р_Т - давление газов перед турбиной).

Тогда:

, (48)

где x_r - коэффициент потерь давления в выпускной системе x_r = 0,92

π_т=1,222*0,92/1,05=1,070

Мощность турбины:

, (49)

N_т=(1,371*1,33*268*626*0,016)/0,33=1484 кВт

где К_Г - показатель адиабаты выпускных газов К_Г = 1,32  1,35;

Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требуемый КПД турбины:

, (50)

η_т=1000/1484=0,67

где N_К подсчитана по формуле (13).

Полученные величины требуемого КПД не должны быть выше значений, реально достигаемых в настоящее время h_Т 0,8  0,85.

2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

Величина среднего индикаторного давления:

,Па (51)

P_i=0,96*0,455(0,2821+3,162-1,943)=0,65 Па.

Для 4-х тактных дизелейy = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают j_П = 0,94 0,96. Принимая по опытным данным значение механического КПД h_Мв пределах:

· для 4-х тактных дизелей: без наддува@0,75  0,80;

с наддувом @ 0,80  0,92;

определяют среднее эффективное давление:

, Па (52)

P_е=0,655*0,92=0,602 Мпа.

Эффективная мощность дизеля определяется по формуле:

, кВт (53)

N_e=((0,602*0,20096*8*115,13)/12,56))*10³=8871 кВт.

В случае, если полученная мощность окажется меньше заданной, следует изменить рабочий объем двигателя или давление наддува и произвести повторный расчет.

Индикаторный КПД определяетсяиз соотношения:

, (54)

η_i=(287*2,2*14,35*0,65*370)/(42500*0,80*0,154)=0,4161

где R_В = 0,287 кДж/кг^.К;Н_И = 42500 кДж/кг; L’₀ = 14,35.

Эффективный КПД дизеля:

,

η_e=0,4161*0,92=0,3828

Индикаторный КПД тепловозных дизелей изменяется в пределах h_i = 0,41 - 0,51, а эффективный - h_е = 0,38 -0,44.

Удельный индикаторный расход топлива:

, кг/кВт^.ч (55)

ġ_i=3600/(42500*0,4161)=0,203 кг/кВт^.ч

Удельный эффективный расход топлива:

, кг/кВт^.ч (56)

ġ_e=0,203/0,92=0,220 кг/кВт^.ч

Достигнутые значения g_е для тепловозных дизелей: 4-х тактные–0,2 - 0,225 кг/кВт^.ч, Литровая мощность двигателя:

, кВт/л (57)

N_л=8871/(0,20096*8*1000)=5,5 кВт/л.

Для тепловозных дизелей соответственно: 4-х тактные N_Л15, После окончания расчета рабочего процесса и технико-экономических показателей все основные результаты следует свести в таблицу 4.

Таблица 4.

Результаты расчетов.

Таблица 5.

Исходные данные для расчета индикаторной диаграммы.

4. РАСЧЕТ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В КРИВОШИПНО-ШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ ДИЗЕЛЯ

Определение сил и моментов, действующих в кривошипно-шатунном механизме (КШМ) двигателя, необходимо для расчета деталей на прочность, определения основных размеров подшипников, оценки уравновешенности, а также для сравнения его нагруженности с аналогичными серийно-вьшускаемыми двигателями.

Схема сил, действующих на детали КШМ двигателя приведена на рис.5. За время совершения полного рабочего цикла силы изменяются по величине и направлению в зависимости от угла поворота кривошипа коленчатого вала.

В данном проекте значения действующих сил определяются для ряда последовательных положений поршня в течение рабочего процесса при заданной угловой скорости коленчатого вала и номинальной мощности дизеля.

Расчет сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, ведется с использованием программы, разработанной студентом для построения индикаторной диаграммы. С этой целью в блок-схему программы (рис. 4.) вставляются дополнительные блоки с уравнениями сил, действующих в КШМ.

Рекомендуется следующий порядок расчета сил.

Задаются геометрическими размерами шатуна и радиуса кривошипно-шатунного механизма. Радиус кривошипа (R) коленчатого вала определяется по величине хода поршня (S).

Длину шатуна L определяют, выбирая отношение в пределах 0,2  0,3. Меньшие значения относятся к двигателям средней быстроходности = 0,2 - 0,25, а большие значения= 0,25 - 0,3 - к быстроходным.

В двухтактных двигателях с противоположно-движущимися поршнями (ПДП) величина  может быть уменьшена до 0,18.

Исходными данными и уравнениями при расчете сил являются силы воздействия избыточного давления газа на поршень:

, Н(58)

где F_П - площадь поршня, м²;

Р_ц, Р₀ - давление рабочего тела в цилиндре и барометрическое давление, Па.

Силы инерции поступательно-движущихся масс поршня ишатуна вдоль оси цилиндра определяются по формуле:

, Н (59)

где m_пд - масса поступательно-движущихся частей, кг;

а - ускорение поршня, м/с²;

w - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с.

В соответствии с условиями работы и характеристикой дизеля студент выбирает материал поршня и по табл. 6 удельную величину массы поступательно-движущихся частей КШМ.

Таблица 6.

Соответственно масса поступательно-движущихся частей КШМ будет:

, кг

Суммарная сила, действующая на палец вдоль оси цилиндра, рассчитывается по формуле:

, Н (60)

Нормальная составляющая от разложения силы Р_S направлена перпендикулярно к оси цилиндра и определяется по формуле:

Н (61)

Аналогичным образом находятся силы:

, Н (62)

, Н (63)

и сила, действующая по кривошипу:

, Н (64)

Для расчета сил по формулам (58 - 64) угол  определяется приблизительно:

, (65)

Уравнения (58 – 65) включаются в блоки 3, 8 и 13 программы расчета индикаторной диаграммы, приведенной в разделе 3.

В блоках 4, 9 и 14 величины сил выводятся на печать.

Результаты расчетов на ЭВМ включаются в пояснительную записку в качестве приложения. По результатам расчетов строятся диаграммы сил, действующих в КШМ (см. рис.6 и 7).

5. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ

Приближенный расчет выполняется с целью определения геометрических размеров основных деталей КШМ: коленчатого вала, поршня, шатуна. Перед расчетом студентом выбирается и дается обоснование конструкции указанных узлов КШМ, применяемых материалов.

Основные размеры коленчатого вала, поршня и шатуна определяются по условиям достаточной прочности и долговечности.

5.1. Коленчатый вал

Коленчатые валы тепловозных дизелей выполняют стальными (коваными или штампованными) (см. рис.9) или чугунными (литыми) (см. рис.10). Отечественные тепловозные дизели выполняются главным образом с чугунными литыми (Д100, 11Д45, Д70) и коваными стальными (Д49, Д50, 1Д12) коленчатыми валами.

Надежность коленчатого вала во многом зависит от рационального выбора его размеров и конструктивных форм, от характера его напряженного состояния, от усталостной прочности и сохранения исходного запаса прочности в процессе эксплуатации. При проектировании коленчатого вала необходимо стремиться к уменьшению его массы при одновременном обеспечении требуемой жесткости.

Особое внимание уделяется точности и чистоте обработки валов. Кроме того коленчатые валы быстроходных двигателей подвергают балансировке.

Ориентировочные размеры стальных и чугунных коленчатых валов определяются из соотношений, представленных в табл.7.

Таблица 7.

Выбранные размеры шеек коленчатого вала проверяют на величины допускаемых удельных давлений и окружных скоростей v_ср. Эти величины определяют условия работы подшипников и сроки их службы. При высоких удельных давлениях и окружных скоростях может происходить выдавливание масляного слоя, разрушение антифрикционного слоя подшипника и ускоренный износ шеек вала.

Максимальные удельные давления на подшипники рассчитываются:

· для коренной шейки , Н/м² ;

· для шатунной шейки , Н/м²

где g- коэффициент, учитывающий степень увеличения нагрузки на коренную шейку за счёт соседних цилиндров:

g = 1,1 -1,25 - для 4-х тактных двигателей;

g = 1,2 1,5 - для 2-х тактных двигателей;

Р_Z - максимальная сила от давления газа, действующая в цилиндре;

К’_max (10  20) МПа - для высокооборотных и средней оборотности двигателей;

К’_max (25  38) МПа - для V-образных форсированных двигателей.

Средние окружные скорости скольжения шеек:

, м/с

где d - диаметр коренной и шатунной шейки, м.

Для тепловозных дизелей v_ср = 6,0  10м/с.

Литые коленчатые валы дизелей изготавливаются из высокопрочных чугунов с шаровидным графитом, модифицированные ферродобавками с временным сопротивлением на разрыв металла не менее 5,0 МПа. Применяются также жаропрочные чугуны с повышенными механическими свойствами. Например, чугуны марок ВЧ60-2 и ВЧ50-2 позволяют применять поверхностное азотирование. В любом случае необходимо помнить, что снизить нагрузку на подшипники шатунной шейки коленчатого вала можно двумя путями: увеличивая диаметр шейки, или ее длину.

5.2. Поршни

У современных форсированных тепловозных дизелей поршневая мощность достигает значений 55 кВт/дм² при Р_z=12 - 14 МПа. Это приводит к существенному росту термических и механических нагрузок на поршни. Поэтому, как правило, поршни 2-х тактных, а также форсированных 4-х тактных дизелей выполняются охлаждаемыми.

Для изготовления поршней используют чугун, алюминиевые и магниевые сплавы, сталь. Чаще всего поршни изготавливают из чугуна и алюминиевых сплавов.

В зависимости от типа двигателя ориентировочно принимаются основные размеры поршня и составляется его эскиз. Для 4-х тактных дизелей “длинные” поршни (см. рис.11) принимаются при средней быстроходности и рядном расположении цилиндров. “Короткие” поршни (см. рис. 12) преимущественно применяются в высокооборотных дизелях с V-образным расположением цилиндров.

Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев и колец определяютсяиз соотношений, представленных в табл. 8.

Таблица 8.

Высота поршня Н проверяется по удельному давлению на стенку поршня:

,

где N_max - максимальная сила бокового давленая на стенку поршня цилиндра, МН;

Н - длина тронковой части поршня (за вычетом ширины колец).

Для чугунных неохлаждаемых поршней К_max= 0,35  0,45, МПа, для чугунных охлаждаемых - 0,55 - 0,65, а для алюминиевых - 0,8 - 1,0, МПа. Для некоторых форсированных дизелей значение К_max может быть повышено до 1,1 МПа.

5.3. Шатун

В зависимости от типа двигателя выбирается конструкция шатуна и принимаются его ориентировочные размеры.

Размеры нижней головки шатуна следует согласовать с размерами шатунной шейки коленчатого вала, а верхней – с размерами поршневого пальца и расстоянием между внутренними гранями бобышек поршня.

В зависимости от типа двигателей по литературным данным [1, 2] выбирается конструкция шатуна (см. рис.13 - 15) и принимаются его ориентировочные размеры. При этом расчёт выполняется при выбранном значении - (отношение радиуса кривошипаR, к длине шатунаL), связанного с величиной силы Nи габаритными размерами двигателя.

Ориентировочная длина втулки верхней головки шатуна l_ш рассчитывается из соотношения:

· для закреплённого в бобышках поршневого пальца:

, м;

· для плавающего поршневого пальца:

, м;

Проверочный расчёт на прочность производился, как правило, для стержня шатуна из условия деформации его от действия максимальной величины силы К:

, МПа,

где F_ст = 0,06  0,12 - средняя площадь поперечногосечения стержня, м.

[s_сж]  80  120 МПа - для углеродистых сталей и

[s_сж]  120 - 180 МПа – для легированных сталей.

Ориентировочные размеры шатунов определяютсяиз соотношений, представленных в табл. 9.

Таблица 9.

5.4. Втулка цилиндра

Конструкция цилиндровых втулок некоторых тепловозных дизелей приведена на рис.16. Конструктивные соотношения в данных методических указаниях не рассматриваются.

6. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДИЗЕЛЯ

Построение векторной диаграммы производится для оценки величины и направления силы, действующей на шейку кривошипа при каждом его положении, а также ее максимального и среднего значений. У однорядного двигателя на шатунную шейку действуют тангенциальная сила Т, нормальная сила Z и центробежная сила С_ШВ от вращающейся массы шатуна (см. рис. 5).

Сила С_ШВпостоянна по величине и направлению действия по отношению к шатунной шейке и при заданной угловой скорости коленчатого вала определяется по формуле:

, Н (66)

где М_ШВ - масса шатуна, участвующая во вращательном движении. Принимают М_ШВ = М_П при простом КШМ и М_ШВ = 2^.М_П для главного шатуна при наличии прицепного шатуна V-образного двигателя.

Алгебраическая сумма нормальных сил, действующих на шейку Z’равна . Графически величину силы можно определить по кривой Z=f(j) (рис. 6, 7), сместив ось ординат на величину С_ШВ.

В V-образном двигателе на шатунную шейку действует алгебраическая сумма сил Т_Sи Z’_Sправого и левого цилиндров. Для упрощения расчета этих сил приняты допущения:

- индикаторные диаграммы в правом и левом цилиндрах идентичны, а поршни цилиндров соединяются с шатунной шейкой с помощью вильчатых или смещенных шатунов.

Силы Т_S и Z’_S определяют алгебраическим суммированием ординат кривых Т и Z’, смещенных по абсциссе на угол фазового смещения рабочих циклов правого и левого цилиндров. Для двухтактных двигателей этот угол равен углу развала цилиндров. Для четырехтактных двигателей можно принимать, что угол фазового смещения равен углу развала цилиндров плюс 330⁰ поворота коленчатого вала.

По полученным Т_S и Z’_Sстроится векторная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку.

Оси координат целесообразно связать с кривошипом. Начало координат располагают в центре шатунной шейки (точка 0, рис.8) ось абсцисс совпадает с направлением нормальной силы Т (или Т_S для V-образного двигателя), а ось ординат - с направлением тангенциальной силы Z(или Z’_S для V-образного двигателя).

Положительные направления осей координат можно условно определить так же, как и для сил Z и Т. Для каждого положения кривошипа, начиная от 0⁰ и до конца цикла откладывают в выбранном масштабе векторы сил Т(Q_Т) и Z(Q_Z) (за вычетом C_ШВ) и строят суммарные векторы Q:

.

Концы векторов отмечают соответствующим утлом поворота кривошипа и соединяют последовательно плавной кривой, которая образует векторную диаграмму.

Радиусы-векторы, соединяющую точку 0 с точками на контуре векторной диаграммы, выражают по величине и направлению удельные силы Q, действующие на шатунную шейку вала при данных углах поворота кривошипа. Соответствующая каждому вектору сила приложена к поверхности шейки в точке пересечения окружности шейки с линией действия вектора (точка А, рис.8.) и направлена к центру 0.

7. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО РАЗРАБОТКЕ ЧЕРТЕЖА ПОПЕРЕЧНОГО РАЗРЕЗА ДИЗЕЛЯ И УЗЛА

Поперечный разрез дизеля по одному из цилиндров при рядном их расположении и по двум при V-образном вычерчивается на листе формата А1 (576 х 814 мм).

Пособиями при разработке поперечного разреза двигателя могут служить альбомы, каталоги и отдельные чертежи тепловозных дизелей, техническая литература, содержащая описание и анализ выполненных конструкций, а также рекомендации по их выбору и расчету (см. список рекомендованной литературы). Студент должен из большого разнообразия конструктивных форм отдельных узлов и деталей выбрать наиболее прогрессивные и технологическом и технико-экономическом отношениях, учитывая особенности проектируемого дизеля (принятую схему расположения цилиндров, тактность, оборотность, величины давления наддува и максимального давления сгорания и т.д.).

На поперечном разрезе должны быть в соответствующем масштабе показаны: детали остова двигателя (поддизельная рама, картер, цилиндровые гильзы и крышки), их соединения, детали кривошипно-шатунного механизма (в соответствии с ранее проведенным расчетом), механизм газораспределении (вал, толкатели;, штанги, коромысла, клапаны), воздушные ресиверы и выхлопные коллекторы, корпуса форсунок и индивидуальных топливных насосов с толкателями и валом (блочные топливные насосы могут не показываться).

Мелкие детали (трубки системы смазки, топливопроводы болтовые соединения) на поперечном разрезе могут не показываться, однако студент обязан знать их устройство и работу.

Болты и шпильки могут полностью не вычерчиваться, а заменяться осевыми линиями.

Спецификация наиболее ответственных деталей, (коленчатый вал, части остова, поршень, шатун и т.д.) с указанием количества и материалов, выполненная в соответствии с требованиями ЕСКД, вкладывается в записку. В спецификацию следует также включить отдельные агрегаты, если они изображены на чертеже (форсунки, топливные насосы и др.) с указанием их количества на дизель. На поперечном разрезе двигателя показываются его габаритные размеры (ширина, высота). На свободном месте листа в виде таблицы необходимо выписать основные данные, характеризующие двигатель (тактность, номинальную и эффективную мощность, частоту вращения коленчатого вала, число цилиндров, их диаметр, ход поршня, среднее эффективное давление, максимальное давление сгорания, степень сжатия, значение эффективного КПД, а также вычертить в упрощенном виде в масштабе 1:50 или 1:100 вид дизеля сбоку.

При выполнения чертежа поперечного разреза дизеля обязательно проверяются: 1) ход поршня, 2) необходимая минимальная длина цилиндровой гильзы, 3) возможность выемки шатуновчерез гильзы цилиндров, 4) относительное расположение шатунов и гильз цилиндров при работе дизеля.

Изображаемые на чертеже поперечного разреза дизеля детали: коленчатый вал, поршень, поршневой палец, шатуны должны как по конструктивным формам, так и по размерам соответствовать эскизам в пояснительной записке.

В качестве узлов, подлежащих конструктивной разработке, могут быть рекомендованы: 1) поршень в сборе; 2) шатун в сборе; 3) форсунка; 4) топливный насос; 5) механизм газораспределения (от распределительного вала до клапанов включительно); 6) крышка цилиндра в сборе; 7) привод распределительного вала; 8) толкатель топливного насоса; 9) регулятор предельного числа оборотов коленчатого вала (регулятор безопасности); 10) масляный насос; 11) водяной насос; 12) привод масляного насоса; 13) привод водяного насоса; 14) коренные подшипники коленчатого вала (в сборе); 15) воздуходувка; 16) привод воздуходувки; 17) вал топливных насосов; 18) привод вала топливных насосов; 19) турбокомпрессор и др.

Задание на разработку узла дается консультантом, по указанию которого студент должен выполнить необходимые при конструировании узла расчеты.

Разработанный узел вычерчивается на листе так, чтобы имелось полное представление о его конструкции и работе. В необходимых случаях на чертеже узла намечается (штриховыми или более тонкими линиями) обстановка - контуры сопрягаемых узлов или деталей, ограничивающих размеры проектируемого узла или сказывающихся на параметрах кинематики его деталей.

На чертеж узла также составляется спецификация всех его деталей.

К защите курсового проекта допускается студент, выполнивший необходимые расчеты, оформленные в виде пояснительной записки, и графическую часть. Записка и листы графической части должны быть проверены и подписаны консультантом.

Список рекомендуемой литературы

I. Симсон А.Э., Хомич А.З., Куриц А.А. и др. Двигатели внутреннего сгорания (Тепловозные дизели и газотурбинные установки). М.: Транспорт, 1982, 384 с.

2. Синенко Н.П. и др. Тепловозные дизели типа Д70. М.: Транспорт, 1977,216 с.

3. Дизели. Справочник. Изд. 3-е перераб. и доп. Под общей редакцией В.А.Ваншейдта. Л.: Машиностроение, 1977, 480 с.

4. Водолажченко В.В. и др. Проектирование тепловозных двигателей. М.: Транспорт, 1972, 224 с.

5. Тепловозные дизели типа Д49. Е.А.Никитин, В.М.Ширяев, В.Г.Быков и др. М.: Транспорт, 1982, 255 с.

6. Володин А.И. Локомотивные двигатели внутреннего сгорания. М.: Транспорт, 1990, 255 с.

7. Володин А.И. Моделирование на ЭВМ работы тепловозных дизелей. М.: Транспорт, 1985, 216 с.

Приложение 1

Справочные данные по тепловозным дизелям.