Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементтов конструкции тепловозного двигателя курсовая по транспорту , Дипломная из Транспортная инженерия

Скачай Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементтов конструкции тепловозного двигателя курсовая по транспорту и еще Дипломная в формате PDF Транспортная инженерия только на Docsity! 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. 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 Ре. Задаются тремя-четырьмя значениями средней скорости поршня Cmi 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. Значения (Сmi) Значения (S/D)j 1 1,1 1,2 1,3 8 D=0,218 D=0,196 D=0,172 D=0,151 Z=12 Z=15 Z=20 Z=26 8,5 D=0,229 D=0,206 D=0,183 D=0,160 Z=10 Z=12 Z=16 Z=22 9 D=0,243 D=0,2187 D=0,194 D=0,170 Z=9 Z=11 Z=14 Z=18 9,5 D=0,256 D=0,23 D=0,205 D=0,175 Z=8 Z=9 Z=12 Z=16 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; F 0 2 D5,0 7,0 - для V - образных двигателей; F 0 2 D F 0 2 010 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 Величины F 06 1F 0 5 3F 0 2 0 и F 0 6 8е предварительно выбираются по справочным F 0 6 1данным. Обычно для 4-х тактных тепловозных дизелей характерно F 0 5 3 F 0 3 D2,1 - 2,6 F 06 8е F 0 6 1=0,40-0,43, а для 2-х тактных соответственно – F 0 5 3 F 0 3 D F 0 2 02,5 - 2,9 и F 0 6 8е=0,34 - 0,38 Величины L0` и Ни принимаются равными 14,35 и 42500 кДж/кг. G F 0 5 3 = (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 F 06 Aк - коэффициент избытка продувочного воздуха. Для 4-х тактных двигателей принимают F 06 Aк = 1,05 - 1,15; для 2-х тактных при прямоточно-щелевой продувке - F 06 Aк = 1,4 - 1,5, при прямоточно-клапанной - F 06 Aк = 1,4 - 1,7 и при контурной продувке - F 0 6 Aк = 2,1. G=1,371*1,1-1=1,246 кг/с. Количество воздуха в цилиндрах G и давление наддува РS связаны соотношением: , МПа (12) где F 06 8v - коэффициент наполнения, выбирается для 4-х тактных ДВС в пределах 0,96, а для 2-х тактных – 0,85 - 0,95; ТS - 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 ТS = 370 - 400 К. RВ - газовая постоянная воздуха, RВ= 287 Дж/кг.К. Ps=(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 F 0 A 3низкого давления 1,9, среднего давления – 1,9 - 2,5 и высокого давления – 2,5 - 4,0); πк=0,154/0,103=1,495 Р0 - давление воздуха на входе в компрессор , F 0 7 80 - потери в воздухозаборных устройствам и фильтрах F 0 7 80 = 6,95 - 0,97; F 0 6 8К - коэффициент полезного действия компрессора (принимается равным 0,75 - 0.81); к - показатель адиабаты сжатия (к = 1,4).Расчитаем мощность компрессора.Возьмём T1=293 K. Nкнд=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) Ts=334-0,4(334-293)=317,6 K. где F 06 8х - коэффициент эффективности охладителя; ТW - температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух. Для водовоздушных охладителей F 06 8х находится в пределах 0,75 - 0,7, для воздуховоздушных охладителей величина может быть принята в пределах F 0 6 8х = 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 ТW принимается равной Т0=293 К. Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе оцениваются приближенно: , (16) где F 07 8S - коэффициент потерь; выбирается в пределах 0,92 - 0,95. Ps1=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: Ра F 02 D= (0,90 0,96).РS , (21) Pa=0,96*0,154=0,147 Мпа. Температура воздуха в конце наполнения: , К (23) где ТS - температура воздуха на входе в двигатель; F 0 4 4Т - приращение температуры воздуха в цилиндре; Тr - температура остаточных газов в цилиндре двигателя; F 0 6 7r - коэффициент остаточных газов. Ta=370+15+0,02*650/(1+0,02)=390 K. Величина: , К (24) где F 04 4Ткин - повышение температуры свежего заряда за счет преобразования кинетической энергии в тепловую ( F 04 4Ткин = 7 К); Температура воздуха в конце сжатия: , К (29) Tс=390*24,60,34=1159 K. По условию возможности надежного самовоспламенения топлива значение температуры ТС должно быть не менее 750 К.Условие самовоспламенения выполняется. 2.3. Процесс сгорания Целью расчета процесса сгорания является определение температуры ТZ и давления РZ рабочего тела в точке расчетной индикаторной диаграммы и степени предварительного расширения F 07 2. 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 F 06 1 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 F 0 6 1 =2,2, Определяем цикловую подачу топлива: , кг/цикл (30) ġц=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 F 07 8Z - коэффициент использования теплоты в точке “z”; mCV’ - средняя молярная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме, кДж/моль.К; mCР’ - средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении в точке “z”, кДж/моль.К; F 0 6 2Z - расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке “z”; ТZ - 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 ТZ. 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 F 07 8 = 0,75 - 0,85; • для быстроходных дизелей F 07 8 F 0 2 D = 0,8 0,9. 2.3.3. Выбирают коэффициент выделения теплоты ХZ в конце "видимого" сгорания. Для двигателей средней быстроходности можно принять ХZ = 0,65 - 0,9; для быстроходных дизелей ХZ = 0,75 - 0,85. 2.3.4. Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z: , (33) ξz=0,8*0,9=0,72 2.3.5. Коэффициент молекулярного изменения в точке Z: , (34) βz=(((1,054-1)*0,9)/(1+0,02))+1=1,04764 2.3.6. Выбирают значение степени повышения давления при сгорании F 0 6 C, от которой зависят экономичность дизеля, его динамические характеристики и весовые показатели. В существующих конструкциях дизелей F 06 C колеблется в пределах 1,2 - 2,2. Для дизелей с наддувом с целью обеспечения минимальных удельных эффективных расходов топлива F 0 6 Cцелесообразно на расчетном режиме вести рабочий процесс при =1,3 - 1,8. Необходимо учитывать, что получившаяся максимальная величина давления сгорания РZ не должна превосходить РZ = 12 - 14 МПа, так как при более высоких значениях РZ возрастает вес дизеля и деталей кривошипно- шатунного механизма. 2.3.7. Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mCV’ 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 mCVчпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания; F 0 6 1( -х) - доля чистого воздуха в продуктах сгорания; х - доля чистых продуктов сгорания, численно равная коэффициенту 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 F 0 5 3; G - суммарный и теоретический расход воздуха; ТСМ, ТS; ТВ - температуры смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в”: mCРСМ; mCРS и mCРВ - молярные теплоемкости смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в” (берутся из курса теплотехники). Принимая mCРВ = mСРСМ , получим , (46) Tсм=((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) Tт=660-0,11(660-350)=626 K. где F 07 9r - коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе; Т’W - температура теплоносителя, охлаждающего коллектор. В тепловозных дизелях величина F 07 9r 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 GZ, температуры смеси ТСМ на входе в турбину, перепада давлений в турбине F 07 0Т и КПД F 0 6 8Т. Для обеспечения продувки двигателя перепад давлений по двигателю для 4- тактных дизелей не должен быть ниже , а для 2-тактных дизелей (где РТ - давление газов перед турбиной). Тогда: , (48) где F 07 8r - коэффициент потерь давления в выпускной системе F 0 7 8r = 0,92 πт=1,222*0,92/1,05=1,070 Мощность турбины: , (49) Nт=(1,371*1,33*268*626*0,016)/0,33=1484 кВт где КГ - показатель адиабаты выпускных газов КГ F 02 D= 1,32 1,35; Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требуемый КПД турбины: , (50) ηт=1000/1484=0,67 где NК подсчитана по формуле (13). Полученные величины требуемого КПД не должны быть выше значений, реально достигаемых в настоящее время F 06 8Т F 0 A 3 F 0 2 0 F 0 2 D0,8 0,85. 2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля Величина среднего индикаторного давления: ,Па (51) Pi=0,96*0,455(0,2821+3,162-1,943)=0,65 Па. Для 4-х тактных дизелей F 07 9 = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают F 06 AП = F 0 2 D F 0 2 0 0,94 0,96. Принимая по опытным данным значение механического КПД F 06 8М в пределах: • для 4-х тактных дизелей: без наддува F 04 0 F 0 2 D0,75 0,80; с наддувом F 04 0 F 0 2 D0,80 0,92; определяют среднее эффективное давление: , Па (52) Pе=0,655*0,92=0,602 Мпа. Эффективная мощность дизеля определяется по формуле: , кВт (53) Ne=((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 определяется из соотношения: , (54) ηi=(287*2,2*14,35*0,65*370)/(42500*0,80*0,154)=0,4161 где RВ = 0,287 кДж/кг.К; НИ = 42500 кДж/кг; L’0 = 14,35. Эффективный КПД дизеля: , ηe=0,4161*0,92=0,3828 Индикаторный КПД тепловозных дизелей изменяется в пределах F 06 8i = 0,41 - 0,51, а эффективный - F 06 8е = F 0 2 00,38 - 0,44. Удельный индикаторный расход топлива: , кг/кВт.ч (55) ġi=3600/(42500*0,4161)=0,203 кг/кВт.ч Удельный эффективный расход топлива: , кг/кВт.ч (56) ġe=0,203/0,92=0,220 кг/кВт.ч Достигнутые значения gе для тепловозных дизелей: 4-х тактные–0,2 - 31. Цикловая подача топлива. gц кг/цикл 0,0005 32. Удельный индикаторный расход топлива. gi кг/цикл 0,203 33. Эффективный расход топлива. gе кг/кВт.ч 0,220 34. Литровая мощность. Nл кВт/л 5,5 Таблица 5. Исходные данные для расчета индикаторной диаграммы. № № Наименование Размерност ь Обозначение Величина математичес кое программн ое 1. Газовая постоянная рабочего тела. Дж/кг.К RГ 286,5 2. Температура воздуха в конце наполнения. К Та 390 3. Масса рабочего тела в конце наполнения. кг Ма 17,5 4. Объем камеры сгорания. м3 Vс 0,00024 5. Степень повышения давления. - F 0 6 C 1,3 6. Степень предварительного расширения. - F 0 7 2 1,217 7. Фаза закрытия впускного клапана. град. (рад.) F 0 6 Aа= F 0 6 A4 28˚ 8. Фаза открытия выпускного клапана. град. (рад.) F 0 6 Aв= F 0 6 A1 59,5˚ 9. Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. - F 0 6 C 0,04 10. Площадь днища поршня. м2 Fп 0,052 11. Радиус кривошипа. м R 0,128 12. Шаг интегрирования. град. (рад.) F 0 4 4F 0 6 A 10 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 F 02 D 0,2 0,3. F 0 6 C F 0 2 0Меньшие значения относятся к двигателям средней быстроходности = 0,2 - 0,25, а большие значения F 06 C F 0 2 0= 0,25 - 0,3 - к быстроходным. В двухтактных двигателях с противоположно-движущимися поршнями (ПДП) величина F 06 C может быть уменьшена до 0,18. Исходными данными и уравнениями при расчете сил являются силы 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. Элементы конструкции Материал вала коленчатого вала Сталь Чугун Диаметр коренной шейки (dк), мм F 0 B 8(0,6 1,0)Dц F 0 B 8(0,85 1,1)Dц Диаметр отверстия в коренной шейке (dок), мм F 0 B 8(0,45 ,6)dк F 0 B 8F 0 3 0(0,45 ,55)dк Диаметр шатунной шейки (dш), мм F 0 B 8(0,6 ,85)Dц F 0 B 8(0,7 ,85)Dц Диаметр отверстия в шатунной шейке (dош), мм F 0 B 8F 0 3 0(0,45 ,6)dш F 0 B 8F 0 3 0(0,25 ,3)dш Длина коренной шейки (lк), мм F 0 B 8(0,5 ,7)dк F 0 B 8(0,3 ,48)dк Длина шатунной шейки (lш), мм F 0 B 8(0,65 ,85)dш F 0 B 8F 0 3 0(0,55 ,75)dш Толщина щек (вк), мм F 0 B 8F 0 3 0(0,15 ,4)Dц F 0 B 8F 0 3 0(0,2 ,35)Dц Ширина щек (в), мм F 0 B 8(0,9 1,5)Dц F 0 B 8(0,8 1,7)Dц Радиус галтели (r), мм F 0 B 8F 0 3 0(0,05 ,08)Dц F 0 B 8(0,06 ,07)Dц Расстояние между осями цилиндров (i), мм F 0 B 8(1,35 1,8)Dц F 0 B 8(1,35 1,8)Dц Выбранные размеры шеек коленчатого вала проверяют на величины допускаемых удельных давлений и окружных скоростей vср. 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 F 02 0 = 1,1 - 1,25 - для 4-х тактных двигателей; g F 02 D F 0 2 0 = 1,2 1,5 - для 2-х тактных двигателей; РZ - максимальная сила от давления газа, действующая в цилиндре; К’max F 0A 3 (10 F 0 2 D 20) МПа - для высокооборотных и средней оборотности двигателей; К’max F 0A 3 (25 F 0 2 D 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 vср F 0B 8 = 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 Рz=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. Значения для дизелей Параметры Рядный V-образный Главный Прицепной Отношение L/R F 0 B 83,5 5 F 0 B 83,5 4,5 F 0 B 82,5 3 Диаметр пальца, dп (0,4-0,45)D (0,4-0,45)D (0,4-0,45)D Диаметр головки, dг (1,5-1,7)dп (1,4-1,5)dп (1,4-1,5)dп Диаметр шейки, dш (0,6-0,8)D (0,6-0,8)D Толщина вкладыша Sв F 0 6 4 ( в для прицепного), мм 1 - 4 F 0 2 D1 4 (0,07-0,12)dп Толщина вкладыша, Sм F 0 6 4 ( п для прицепного), (0,02-0,03)D (0,06-0,08)dп Ширина шатуна, l1: • при двух болтах • при четырех болтах (1,5 - 1,6)dш (1,3 - 1,4)dш (0,9-1,2)dп Расстояние между шатунными болтами, l2: • при двух болтах • при четырех болтах (1,2-1,25)dш (1,13-1,2)dш (1,15-1,2)dш (1,15-1,2)dш Ширина нижней головки, в (l2 для прицепного) (0,8 - 1,5)dш (0,7-0,9)dш (0,7-0,9)dп Толщина крышки, h1 (0,5-0,65)dш (0,25-0,3)dш Толщина нижней головки, h2 (0,55-0,65)dш Диаметр отверстия под палец прицепного шатуна, d (d1 для прицепного) (0,85-0,9)dп (0,85-0,9)dп Диаметр отверстия под вкладыш, dш+2Sм (d2 для прицепного) (0,6-0,8)D+ 2(0,03-0,07)D (0,6-0,8)D+ 2(0,02-0,03)D (0,6-0,8)D+ 2(0,06-0,08)D Наружная ширина прицепной проушины, в1, мм в - 2мм Внутренняя ширина прицепной проушины, в2 0,6.в1 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 СШВ от вращающейся массы шатуна (см. рис. 5). Сила СШВ постоянна по величине и направлению действия по отношению к шатунной шейке и при заданной угловой скорости коленчатого вала определяется по формуле: , Н (66) где МШВ - масса шатуна, участвующая во вращательном движении. Принимают МШВ = МП при простом КШМ и МШВ = 2.МП 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( F 06 A) (рис. 6, 7), сместив ось ординат на величину СШВ. В V-образном двигателе на шатунную шейку действует алгебраическая сумма сил Т F 0 5 3 и Z’ F 0 5 3 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 F 0 5 3 и Z’ F 0 5 3 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 F 0 5 3 и Z’ F 0 5 3 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 F 0 5 3 для V-образного двигателя), а ось ординат - с направлением тангенциальной силы Z (или Z’ F 0 5 3 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(QТ) и Z(QZ) (за вычетом CШВ) 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. 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. Параметры Дизели 10Д100 11Д45 14Д40 1-5Д49 2-2Д49 2-5Д49 1Д49 3А-6Д49 K6S310 DR ПД1М Серия тепловозов 2ТЭ10 ТЭП60 М62 2ТЭ116 ТЭМ7 ТЭП70 ТЭП75 ТГМ6 ЧМЭ3 ТЭМ2 Мощность на номинальном режиме и стандартных атмосферных условиях, кВт 2200 2200 1470 2200 1470 2940 4410 880 993 880 Объем цилиндров, дм3 170,9 200,75 150,6 220,8 165,6 220,8 275,9 110,4 163,2 157,2 Цилиндровая мощность на номинальном режиме, кВт 220 137,5 123 137,5 122,5 184 220,5 110 165,5 147 Частота вращения коленчатого вала, мин-1: • на номинальном режиме • минимально устойчивая 850 400 750 400 750 400 1000 400 850 350 1000 400 1050 400 1000 400 750 350 750 400 Тактность 2 2 2 4 4 4 4 4 4 4 Расположение цилиндров Рядное V – образное Рядное Число цилиндров 10 16 12 16 12 16 20 8 6 6 Диаметр цилиндра, мм 207 230 230 260 260 260 260 260 310 318 Ход поршня, мм 2х254 300/304 300/304 260 260 260 260 260 360 330 Степень сжатия: • геометрическая • действительная 18,6 15,1 - 13,5 - 14,6 12,2 - 12,2 - 12,2 - 12,2 - 12,2 - 13 - 12,5 - Среднее индикаторное давление, МПа 1,13 1,10 1,02 1,43 1,265 1,83 2,04 1,035 Среднее эффективное давление, МПа 0,912 0,892 0,795 1,24 1,26 1,60 1,75 0,96 0,975 0,90 Средняя скорость поршня, м/ с 7,2 7,5 7,5 8,67 7,36 8,67 9,53 8,67 9,0 8,25 Число ступеней наддува 2 2 2 1 1 1 2 1 1 1 Охлаждение воздуха Есть Есть Нет Есть Есть Есть Есть Есть Есть Есть Давление наддува, МПа 0,221 0,219 0,201 0,235 0,246 0,287 0,31 0,1 0,16 0,162 Коэффициент наполнения 0,8 - 0,83 0,95 0,96 0,94 0,98 2