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.

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. Мощность N_е, угловая скорость вращения коленчатого вала, тактность 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;

— угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с;

Z — число цилиндров;

V_h — рабочий объем цилиндров, м³;

— коэффициент тактности.

Pe=0,7−1,2мПа=0,7мПа.

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

Рабочий объем цилиндра определяется из соотношения:

м³

V_h=3,14*0,256²*0,256/4=0,20 096 (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_m является 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_m характеризуются 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 поршня S к 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 поршня C_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 Vобразных 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)

где в_т - расход топлива двигателем, кг/с;

?_?— 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)

где N_е — эффективная мощность дизеля, кВт;

Н_и — теплотворная способность топлива, кДж/кг;

_е — эффективный КПД двигателя.

B_т =650/42 500*0,40=0,038 кг/с.

С учетом (9) получим:

(10)

Величины ?_? и _е предварительно выбираются по справочным данным. Обычно для 4-х тактных тепловозных дизелей характерно ??2,1 — 2,6 _е=0,40−0,43, а для 2-х тактных соответственно — ??2,5 -?2,9 и _е=0,34 — 0,38

Величины L₀^` и Н_и принимаются равными 14,35 и 42 500 кДж/кг.

G _{= (2, 5*14, 35*650)/17 000=1,371 кг/с}

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

кг/с. (11)

где _к — коэффициент избытка продувочного воздуха.

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

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

G=1,371*1,1^-1=1,246 кг/с.

Количество воздуха в цилиндрах G и давление наддува Р_S связаны соотношением:

МПа (12)

где _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*0,65 536*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);

?_к=0,154/0,103=1,495

Р₀ — давление воздуха на входе в компрессор ,

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

_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=656 979 (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.

где _х — коэффициент эффективности охладителя;

Т_W — температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух.

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

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

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

Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе оцениваются приближенно:

(16)

где _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;

Т — приращение температуры воздуха в цилиндре;

Т_r — температура остаточных газов в цилиндре двигателя;

_r — коэффициент остаточных газов.

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

Величина:

К (24)

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

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

Величины коэффициента остаточных газов и Т_r принимаются в пределах:

4-х тактные дизели c наддувом _r = 0,02, Т_r = 650 К;?T=15 K.

Коэффициент наполнения _V определяется по формуле:

(25)

где — степень сжатия;

G_д1 — коэффициент, учитывающий до зарядку цилиндров двигателя G_д1=1,02? 1,07.

Перед определением _V необходимо выбрать величину степени сжатия .

При выборе 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 сжатия выбираются так, чтобы величина ? находилась в пределах 1,3 — 1,8, а величина 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.

?=(14 / 1,3*0,147)^1/1,34=24,6

^?_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 _а):

м³

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

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

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

Таблица 2.

фаза _а=28? F_п=3,14*0,256²/4=0,052

V?'_h=0,128((1−0,4716)+1,¾*(1+0,0927))*0,052=0,0057 (м²)

Определяем объем сжатия:

м³

^V_c=0, 0057/ (24,6−1)=0,24 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+0,24)*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)

g_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 _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)

?=1+((8*0,13+0,1)/32*2,2*0,468)*0,980 392 156=1,054

2.3.2. Выбирают значение коэффициента использования теплоты в пределах:

для дизелей средней быстроходности = 0,75 — 0,85;

для быстроходных дизелей = 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)

?_z=0,8*0,9=0,72

2.3.5. Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:

(34)

?_z=(((1,054−1)*0,9)/(1+0,02))+1=1,4 764

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_Z не 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_Z по уравнению (31). При отклонении Т_Z от 1800 К более, чем на 50 К, расчет повторяют.

T_z=59 922/(1,4 764*326654)=59,922/34,22 157 966=1751 K.

Температура Т_Z находится в пределах 1750? 1950 К.

Более высокие значения Т_Z нежелательны 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)

?=(1,4 764/1,3)*(1751/1159)=1,217

2.4. Процесс расширения

По углу открытия выпускных органов газораспределения _В определяют объем рабочего тела V_В в точке «в»:

V_в=0,24+0,052*0,128((1−0,4361)+1,¾(1+0,2581))=0,671 (м³)

Таблица 3.

Степень последующего расширения определяют из соотношения

(41)

?=0,671/(0,24*1,217)=22,9

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

К, (42)

где n₂ — 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*1,4 764*1751)/1,054=14 466,48

B'=42 500*((0,8−0,72)/(2,2*0,468*

(1−0,02)*1,054))+(1,4 764*23,311*1751)/1,054=43 768,26

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=((14 466,48−8,312*1000)/(43 768,26−23,311*1000)+1=1,3

T_B=(1751/22,9^0,3)*(1,4 764/1,054)=695 K.

Давление в конце расширения определяют по формуле:

МПа (44)

Р_В=13,962/22,9^1,3=0,238 Мпа.

Температура Т_В не 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 газов из цилиндров 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)

где G; 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 _r — коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе;

Т'_W — температура теплоносителя, охлаждающего коллектор.

В тепловозных дизелях величина _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'_W принимается в пределах 320 — 360 К. Для неохлаждаемого коллектора значение Т'_W принимается 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 _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 _r — коэффициент потерь давления в выпускной системе _r = 0,92

?_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)

?_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 _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 дизелей = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают _П = 0,94 ??0,96. Принимая по опытным данным значение механического КПД _М в 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*0,20 096*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 определяется из соотношения:

(54)

?_i=(287*2,2*14,35*0,65*370)/(42 500*0,80*0,154)=0,4161

где R_В = 0,287 кДж/кг^.К; Н_И = 42 500 кДж/кг; L'₀ = 14,35.

Эффективный КПД дизеля:

?_e=0,4161*0,92=0,3828

Индикаторный КПД тепловозных дизелей изменяется в пределах _i = 0,41 — 0,51, а эффективный — _е = 0,38 -?0,44.

Удельный индикаторный расход топлива:

кг/кВт^.ч (55)

g_i=3600/(42 500*0,4161)=0,203 кг/кВт^.ч Удельный эффективный расход топлива:

кг/кВт^.ч (56)

g_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/(0,20 096*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 и шатуна вдоль оси цилиндра определяются по формуле:

Н (59)

где m_пд — масса поступательно-движущихся частей, кг;

а — ускорение поршня, м/с²;

— 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 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? 10 м/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 определяются из 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 кривошипа R, к длине шатуна L), связанного с величиной силы N и 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 поперечного сечения стержня, м.

[_сж]? 80? 120 МПа — для углеродистых сталей и

[_сж]? 120 — 180 МПа — для легированных сталей.

Ориентировочные размеры шатунов определяются из 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_ШВ постоянна 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 () (рис. 6, 7), сместив ось ординат на величину С_ШВ.

В V-образном двигателе на шатунную шейку действует алгебраическая сумма сил Т и Z' правого 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 и Z' 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 и Z' строится 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 для V-образного двигателя), а ось ординат — с направлением тангенциальной силы Z (или Z' для V-образного двигателя).