МИНИСТЕРСТВО ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ РОССИЙСКОЙ

ФЕДЕРАЦИИ

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ (МИИТ)

Кафедра "Локомотивы и локомотивное хозяйство"

Утверждено

редакционно-издательским

советом университета

РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ

Методические указания к курсовому проектированию

М о с к в а - 1994 г.

Методические указания разработали: профессор кафедры "Локомотивы и локомотивное хозяйство" МИИТа Коссов Е.Е. и доцент МИИТа Туров Л.С.

Рецензенты: доценты кафедры "Локомотивы и локомотивное хозяйство" Зюбанов В.З. и Балабин В.Н.

Методические указания к курсовому проектированию:

РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ

для студентов специальности 17.09 "Локомотивы"

Электронная версия исправленных и дополненных Методических указаний к курсовому проектированию создана доцентом кафедры "Локомотивы и локомотивное хозяйство" Балабиным В.Н.

ВНИМАНИЕ!!!

Для правильной установки формул в среде Equation Editor проверьте установку на компьютере шрифта “MT Extra” по пути С  Windows  Fonts  Mtextra. Если этого шрифта нет, установите его с прилагаемой дискеты.

Содержание

1. Введение

2. Выбор типа и расчёт основных параметров дизеля.

3. Расчёт рабочего процесса дизеля и его технико-экономических показателей.

4. Расчёт и построение индикаторной диаграммы.

5. Расчёт сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме дизеля.

6. Приближенный расчёт основных деталей кривошипно-шатунного механизма дизеля.

7. Расчёт и построение векторной диаграммы сил, действующих на шатунную вейку коленчатого вала дизеля.

8. Общие указания по разработке чертежа поперечного разреза дизеля и узла.

Список рекомендуемой литературы.

Содержание

Приложение 1: Справочные данные по тепловозным дизелям

ВВЕДЕНИЕ

В соответствии с заданием студент должен произвести выбор типа двигателя, определить его основные параметры, выбрать схему воздухоснабжения, агрегаты наддува и систему охлаждения наддувочного воздуха, рассчитать рабочий процесс двигателя и его основные технико-экономические показатели на номинальном режиме работы, силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, построить векторные диаграммы сил, действующих на шейки коленчатого вала и подшипники, определить главные размеры поршня, шатуна, коленчатого вала, рассчитать основные элементы узла, подлежащего подробной конструктивной разработке.

К моменту защиты курсовой проект должен быть оформлен в виде расчетной записки и графической части.

Расчетная записка должна включать следующие разделы:

1. Выбор типа и кинематической схемы двигателя схем водяной, масляной и топливной систем.

2. Расчет основных параметров дизеля.

3. Выбор агрегатов наддува и охлаждения наддувочного воздуха, схемы воздухоснабжения и её обоснование.

4. Расчет рабочего процесса, построение индикаторной диаграммы, определение технико-экономических показателей двигателя.

5. Расчет сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме дизеля и построение графиков изменения этих сил от угла поворота коленчатого вала, векторные диаграммы сил, действующих на шейки коленчатого вала и подшипника.

6. Выбор конструкции основных узлов дизеля, применяемых материалов и обоснование принятых решений.

Расчет индикаторной диаграммы и сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме двигателя, выполняется на ЭВМ. Остальные расчеты могут выполняться на ЭВМ по согласованию с консультантом.

Графическая часть проекта (кроме эскизов и графиков, входящих в состав расчетной записки) состоит из листа, содержащего поперечный разрез дизеля или сборочный чертеж узла. По согласованию с преподавателем графическая часть может также отражать результаты самостоятельного исследования студента.

В данных методических указаниях справочные данные подчеркнуты двойной чертой.

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.

Рабочий объем цилиндра определяется из соотношения:

, 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;

• для 2-х тактных дизелей C_m=7,2  8,3 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;

- D = 0,150  0,250 м для 2-х тактных дизелей.

При больших диаметрах цилиндров имеют место высокая теплонапряженность, 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 = 1,2 - 1,7 для 2-х тактных дизелей с клапано-щелевой продувкой;

• S/D = 1,2 - 1,4 для 2-х тактных дизелей с противоположно-движущимися поршнями (прямоточной продувкой).

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 V -образных двигателей;

C = 1 - 2,5 м - линейный размер, зависящий от компоновки вспомогательного оборудования и агрегатов наддува двигателя.

Таблица 1.

Диаметры и числа цилиндров проектируемого двигателя.

Значения (С_mi)

Значения (S/D)_j

(S/D)₁

(S/D)₂

(S/D)₃

(S/D)₄

C_m1

D₁₁

Z₁₁

C_m2

C_m3

D₃₄

Z₃₄

Ширина двигателя

, м (6)

Здесь: S - ход поршня, м; А = 3,5 - 6,0 - для рядных двигателей; А = 5,0 - 8,0 - для V - образных двигателей.

Высота двигателя

, м (7)

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.

Все расчеты 1 раздела должны быть предъявлены консультанту. После согласования результатов расчетов 1 раздела с консультантом студент приступает к выполнению расчета рабочего процесса двигателя.

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.

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 42500 кДж/кг.

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.

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 0,82 -0,97, 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.

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. Предельная величина давления в таком компрессоре составляет 0,35 МПа.

Если по расчетам требуется более высокое давление наддува, целесообразно изменить размерность двигателя и снизить требуемую величину давления. Выбранная схема воздухоснабжения дизеля согласовывается с консультантом.

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);

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).

2.1.3. Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

Температура воздуха на выходе из компрессора:

, К (14)

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

, К (15)

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.

При проектировании двухтактного дизеля в зависимости от требуемой величины наддува применяют одно- или двухступенчатый наддув. При давлении Р_S  0,15 МПа применяют одноступенчатый наддув с механическим приводом компрессора. В качестве компрессора применяют объемный нагнетатель или центробежный компрессор. В этом случае охлаждение наддувочного воздуха не производят. Расчет мощности компрессора и температуры воздуха на входе в дизель производят по формулам (13, 14). Коэффициент полезного действия объемного нагнетателя принимают равным 0,65 - 0,7, а потребляемая мощность N_ПН180 кВт.

При давлении Р_S 0,15 МПа применяют двухступенчатый наддув с охлаждением наддувочного воздуха. Схема воздухоснабжения зависит от конкретных данных и выбирается студентом. Порядок расчета мощности, потребляемой компрессорами, и температуры на входе в дизель аналогичен описанному выше для четырехтактного дизеля. Следует учесть, что общая степень повышения давления в компрессорах:

, (17)

Выбор степеней повышения давления воздуха в ступени сжатия зависит от схемы воздухоснабжения. Как правило, степень повышения давления воздуха в компрессоре, приводимого от вала дизеля, не превышает 1,25 - 1,35 и выбирается из условий обеспечения работы двигателя на холостом ходу при минимальной угловой скорости коленчатого вала.

При двухступенчатом сжатии температура воздуха на выходе из компрессора 1-й ступени сжатия определяется по формуле:

, К (18)

При промежуточном охлаждении наддувочного воздуха его температура на выходе из компрессора второй ступени составляет:

, К (19)

где Т₁^I, Т₂^I - температура воздуха на входе (1) и выходе (2) из компрессора I-й ступени сжатия (для современных тепловозных дизелей t₂^I=100 - 140⁰С );

_К(I), _К(II) - степень повышения давления воздуха в I и II -й ступенях сжатия;

_К(I), _К(II) - КПД компрессора I и П ступеней сжатия.

Потери давления наддувочного воздуха оцениваются на основании соотношения (16).

2.2. Процессы наполнения и сжатия

Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:

• для 4-х тактных двигателей без наддува:

Р_а = (0,85 - 0,90)^.Р₀ , (20)

• для 4-х тактных двигателей с наддувом:

Р_а = (0,90  0,96)^.Р_S , (21)

• для 2-х тактных двигателей о прямоточной продувкой:

Р_а = (0,85  0,90)^.Р_S , (22) .

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.

Величина:

, К (24)

где Т_кин - повышение температуры свежего заряда за счет преобразования кинетической энергии в тепловую (Т_кин = 5 - 7 К);

Т_m - повышение температуры воздушного заряда за счет подогрева от стенок цилиндра (Т_m = 5 - 8 К).

Величины коэффициента остаточных газов и Т_r принимаются в пределах:

• 4-х тактные дизели без наддува _r = 0,03 -0,06, Т_r = 700 - 800 К;

• 4-х тактные дизели c наддувом _r = 0,01 0,03, Т_r = 600  700 К;

• 2-х тактные дизели с клапанно-щелевой продувкой _r = 0,06 0,08,

Т_r = 700  800 К;

• 2-х тактные дизели c прямоточно-щелевой продувкой _r = 0,03 0,06,

Т_r = 600  700 К.

Коэффициент наполнения _V определяется по формуле:

, (25)

где  - степень сжатия;

G_д1 – коэффициент, учитывающий дозарядку 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.

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

, м³

где R – радиус кривошипа равен значению S/2, м;

 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимается (0,2  0,25);

_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.

Дизель

ПД1М

K6S310DR

У1Д6

1Д12-400

1Д12Н-500

М756

Д70

Д49

Фаза _а,⁰пкв

35

35

48

48

50

56

46

28

Определяем объем сжатия:

, м³

Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:

, кг (27)

где Р_S^` - давление наддувочного воздуха в МПа.

Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:

, кг

Давление воздуха в конце сжатия:

, МПа (28)

Температура воздуха в конце сжатия:

, К (29)

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

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  = 1,8  2,2, для двигателей без наддува -  = 1,7 - 2,0.

Определяем цикловую подачу топлива:

, кг/цикл (30)

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)

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)

2.3.5. Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:

, (34)

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)

2.3.8. Определение значений средней мольной теплоемкости продуктов сгорания

производится с учетом теплоемкостей смеси чистого воздуха и чистых продуктов сгорания (чпс):

, (35)

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)

2.3.9. Учитывая, что:

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

, (38)

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.

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)

, (40)

2.4. Процесс расширения

По углу открытия выпускных органов газораспределения _В определяют объем рабочего тела V_В в точке “в”:

,

Таблица 3.

Дизель

ПД1М

K6S310DR

У1Д6

1Д12-400

1Д12Н-500

М756

Д70

Д49

Фаза _в,⁰пкв

70

45

48

48

60

56

49

59,5

Степень последующего расширения определяют из соотношения

, (41)

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

,

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.

Давление в конце расширения определяют по формуле:

, МПа (44)

У современных тепловозных дизелей давление в конце расширения достигает величины Р_В = 0,5 - 1,0 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)

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

, (47)

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 = 0,9 - 0,95.

Мощность турбины:

, (49)

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

Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требуемый КПД турбины:

, (50)

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.

Если требуемый КПД турбины будет выше, это значит, что выбранная схема воздухоснабжения и температура рабочего тела на выходе из дизеля Т_В не обеспечивают получения заданного давления наддува. Необходимо снизить величину за счет увеличения проходных сечений при газообмене или увеличить степень предварительного расширения за счет снижения . Последнее нежелательно, так как приведет к снижению максимального давления сгорания, к повышению температуры в точке “в” и к снижению эффективного коэффициента полезного действия двигателя.

2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

Величина среднего индикаторного давления:

,Па (51)

Для 4-х тактных дизелей  = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают _П = 0,94 0,96. Для 2-х тактных дизелей при прямоточно-щелевой продувке  = 1,0, а при прямоточно-клапанной – 0,97 0,99.

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;

• для 2-х тактных дизелей: без наддува  0,7 - 0,75;

с наддувом  0,75  0,85,

определяют среднее эффективное давление:

, Па (52)

Эффективная мощность дизеля определяется по формуле:

, кВт (53)

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)

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

Эффективный КПД дизеля:

,

Индикаторный КПД тепловозных дизелей изменяется в пределах _i = 0,44 - 0,51, а эффективный - _е = 0,38 -0,44.

Удельный индикаторный расход топлива:

, кг/кВт^.ч (55)

Удельный эффективный расход топлива:

, кг/кВт^.ч (56)

Достигнутые значения g_е для тепловозных дизелей: 4-х тактные – 0,2 - 0,205, а у 2-х тактных – 0,21 - 0,231 г/кВт^.ч.

Литровая мощность двигателя:

, кВт/л (57)

Для тепловозных дизелей соответственно: 4-х тактные N_Л15, а 2-х тактные - 13 кВт/л.

После окончания расчета рабочего процесса и технико-экономических показателей все основные результаты следует свести в таблицу 4.

Таблица 4.

Результаты расчетов.

№

№

Наименование показателя

Обозначение

Размерность

Значение

1

2

3

4

5

1.

Эффективная мощность.

N_е

кВт

2.

Угловая скорость коленчатого вала.



рад/с

3.

Размерность двигателя.

S/D

-

4.

Суммарный коэффициент избытка воздуха.

_

-

5.

Расход воздуха.

G_

кг/с

6.

Давление наддува.

Р_S

МПа

7.

Мощность, потребляемая компрессором.

N_К

кВт

8.

Температура воздуха на выходе из компрессора.

Т₂

К

9.

То же, на входе в дизель.

Т_S

К

10.

Потери давления воздуха.

Р^’_S

МПа

11.

Давление воздуха в начале сжатия.

Р_а

МПа

12.

Температура воздуха в конце наполнения.

Т_а

К

13.

Масса рабочего тела в конце наполнения.

М_а

кг

14.

Коэффициент наполнения.

_V

-

15.

Степень сжатия.



-

16.

Показатель политропы сжатия.

n₁

-

17.

Давление воздуха в точке “С”.

Р_С

МПа

18.

Температура воздуха в точке “С”.

Т_С

К

19.

Давление газов в точке “z”.

Р_Z

МПа

20.

Температура газов в точке “z”.

Т_Z

К

21.

Давление газов в точке (В).

Р_В

МПа

22.

Температура газов в точке (В).

Т_В

К

23.

Показатель политропы расширения.

n₂

-

24.

Температура газов перед турбиной.

Т_r

К

25.

Мощность турбины.

N_Т

кВт

26.

КПД турбины.

_Т

-

27.

Среднее индикаторное давление.

Р_i

МПа

28.

Среднее эффективное давление.

Р_е

МПа

29.

Индикаторный КПД.

_i

-

30.

Эффективный КПД.

_е

-

31.

Цикловая подача топлива.

g_ц

кг/цикл

32.

Удельный индикаторный расход топлива.

g_i

кг/цикл

33.

Эффективный расход топлива.

g_е

кг/кВт^.ч

34.

Литровая мощность.

N_л

кВт/л

3. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

Расчетные индикаторные диаграммы для четырехтактных и двухтактных двигателей представлены на рис. 3, а, б.

При расчете диаграммы на ЭВМ принимаются следующие допущения:

• процесс наполнения происходит при постоянном давлении в цилиндре, равном Р_а (см. рис.3, а, б) и заканчивается в момент закрытия впускного клапана или окна (точка “а”);

• процесс сжатия начинается в точке “а”, заканчивается в точке “с” и происходит по политропе с постоянным показателем, равным n₁. Давление в конце такта сжатия принимается равным Р_С;

• процесс горения начинается при положении поршня в ВМТ (точка “с”) и заканчивается в точке “z” окончания видимого горения;

• процесс расширения начинается в точке “z”, заканчивается в точке “в” и происходит по политропе с постоянным показателем n₂;

• процесс выпуска начинается в точке “в” и происходит при постоянном давлении, равном .

Рекомендуется следующий алгоритм расчета индикаторной диаграммы (рис. 4).

• В блок 1 ввести исходные данные (таблица 5). Углы _а и _в выбираются кратными шагу интегрирования . Величина  может выбираться от 0,05 до 0,2 рад.

• В блоках 2 - 5 рассчитываются параметры рабочего тела в цилиндре в процессе сжатия. На печать в блоке 4 выводятся угол поворота кривошипа, объем цилиндра, давление и температура рабочего тела на каждом шаге расчета.

• В блоке 6 рассчитываются параметры рабочего тела на линии “с-z`” при постоянном объеме V_С.

• В блоках 7 - 10 рассчитываются параметры рабочего тела на линии “z`-z” при постоянном давлении.

• В блоке 11 значение текущего объема присваивается объему в начале расширения.

• В блоке 12 - 15 рассчитывается изменение параметров рабочего тела в процессе расширения.

В пояснительной записке приводятся данные расчетов в виде распечатки и графического отображения зависимости давления и температуры рабочего тела от угла поворота, коленчатого вала.

В пояснительной записке приводятся данные расчетов в виде распечатки и графического отображения зависимости давления и температуры рабочего тела от угла поворота, коленчатого вала.

Таблица 5.

Исходные данные для расчета индикаторной диаграммы.

№№

Наименование

Размерность

Обозначение

Величина

математическое

программное

1.

Газовая постоянная рабочего тела.

Дж/кг^.К

R_Г

286,5

2.

Показатель политропы сжатия.

-

n₁

3.

Показатель политропы расширения.

-

n₂

4.

Температура воздуха в конце наполнения.

К

Т_а

5.

Масса рабочего тела в конце наполнения.

кг

М_а

6.

Давление воздуха в начале сжатия.

Па

Р_а

7.

Объем камеры сгорания.

м³

V_с

8.

Степень повышения давления.

-



9.

Степень сжатия.

-



10.

Степень предварительного расширения.

-



11.

Фаза закрытия впускного клапана.

град. (рад.)

_а=₄

( )

12.

Фаза открытия выпускного клапана.

град. (рад.)

_в=₁

( )

13.

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

-



0,20,25

14.

Площадь днища поршня.

м²

F_п

15.

Радиус кривошипа.

м

R

16.

Шаг интегрирования.

град. (рад.)



1020

(0,170,35)

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.

Тип двигателя

Поршень

m_уд, кг/м²

Из легких сплавов

1000  1200

Средней быстроходности

Составной

1300  1700

Чугунный

1600  2000

Из легких сплавов

700  900

Быстроходный

Составной

1000  1200

Чугунный

1300  1500

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.

Элементы конструкции

Материал вала

коленчатого вала

Сталь

Чугун

Диаметр коренной шейки (d_к), мм

(0,61,0)D_ц

(0,851,1)D_ц

Диаметр отверстия в коренной шейке (d_ок), мм

(0,450,6)d_к

(0,45,55)d_к

Диаметр шатунной шейки (d_ш), мм

(0,60,85)D_ц

(0,70,85)D_ц

Диаметр отверстия в шатунной шейке (d_ош), мм

(0,45,6)d_ш

(0,25,3)d_ш

Длина коренной шейки (l_к), мм

(0,50,7)d_к

(0,30,48)d_к

Длина шатунной шейки (l_ш), мм

(0,650,85)d_ш

(0,55,75)d_ш

Толщина щек (в_к), мм

(0,15,4)D_ц

(0,2,35)D_ц

Ширина щек (в), мм

(0,91,5)D_ц

(0,81,7)D_ц

Радиус галтели (r), мм

(0,05,08)D_ц

(0,060,07)D_ц

Расстояние между осями цилиндров (i), мм

(1,351,8)D_ц

(1,351,8)D_ц

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.

Параметры

Значения для дизелей

Диаметр поршня (D_П), мм

П.п. 1.1. и 1.2.

Толщина днища поршня (), мм:

• охлаждаемого

• неохлаждаемого

(0,08 -0,2)D_ц

(0,04 0,08)D_ц

Расстояние от кромки поршня до первого кольца (е), мм

(1,0 -3,0)

Толщина цилиндрической стенки (m), мм

(0,05 0,08)D_ц

Длина поршня (H), мм

(1,5 2,0)D_ц

Расстояние от оси пальца до нижней кромки, мм

(0,8 1,2)D_ц

Диаметр пальца (d_П), мм

(0,35 0,5)D_ц

Длина пальца (l_П), мм:

• закрепленного

• плавающего

(0,88 0,93)D_ц

(0,8 0,87)D_ц

Диаметр внутреннего отверстия пальца (d_П^В), мм

(0,4 -0,7)d_п

Число компрессионных колец

(5 -7)

Толщина кольца (радиальная) (t), мм

(1,25 1,35)D_ц

Высота кольца (а), мм

(0,5 -1,0)t

Число маслосъемных колец

(1 4)

Высота перемычки между канавками в поршне, мм

(1,0 1,3)а

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.

Значения для дизелей

Параметры

Рядный

V-образный

Главный

Прицепной

Отношение L/R

3,5  5

3,5  4,5

2,5  3

Диаметр пальца, d_п

(0,4-0,45)D

(0,4-0,45)D

(0,4-0,45)D

Диаметр головки, d_г

(1,5-1,7)d_п

(1,4-1,5)d_п

(1,4-1,5)d_п

Диаметр шейки, d_ш

(0,6-0,8)D

(0,6-0,8)D

Толщина вкладыша S_в (_в для прицепного), мм

1 - 4

1  4

(0,07-0,12)d_п

Толщина вкладыша, S_м (_п для прицепного),

(0,02-0,03)D

(0,06-0,08)d_п

Ширина шатуна, l₁:

• при двух болтах

• при четырех болтах

(1,5 - 1,6)d_ш

(1,3 - 1,4)d_ш

(0,9-1,2)d_п

Расстояние между шатунными болтами, l₂:

• при двух болтах

• при четырех болтах

(1,2-1,25)d_ш

(1,13-1,2)d_ш

(1,15-1,2)d_ш

(1,15-1,2)d_ш

Ширина нижней головки, в (l₂ для прицепного)

(0,8 - 1,5)d_ш

(0,7-0,9)d_ш

(0,7-0,9)d_п

Толщина крышки, h₁

(0,5-0,65)d_ш

(0,25-0,3)d_ш

Толщина нижней головки, h₂

(0,55-0,65)d_ш

Диаметр отверстия под палец прицепного шатуна, d (d₁ для прицепного)

(0,85-0,9)d_п

(0,85-0,9)d_п

Диаметр отверстия под вкладыш, d_ш+2S_м (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 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).

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 шатунов через 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.

Параметры

Дизели

10Д100

11Д45

14Д40

1-5Д49

2-2Д49

2-5Д49

1Д49

3А-6Д49

K6S310DR

ПД1М

М756Б

211Д-1

1Д12-300

Серия тепловозов

2ТЭ10

ТЭП60

М62

2ТЭ116

ТЭМ7

ТЭП70

ТЭП75

ТГМ6

ЧМЭ3

ТЭМ2

ДР1

ТГМ4

ТУ2

Мощность на номинальном режиме и стандартных атмосферных условиях, кВт

2200

2200

1470

2200

1470

2940

4410

880

993

880

736

550

224

Объем цилиндров, дм³

170,9

200,75

150,6

220,8

165,6

220,8

275,9

110,4

163,2

157,2

62,4

43,6

38,8

Цилиндровая мощность на номинальном режиме, кВт

220

137,5

123

137,5

122,5

184

220,5

110

165,5

147

61,3

91,7

18,3

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

1500

600-800

1400

600

1500

550

Тактность

2

2

2

4

4

4

4

4

4

4

4

4

4

Расположение цилиндров

Рядное

V – образное

Рядное

V-обр.

Рядное

V-обр.

Число цилиндров

10

16

12

16

12

16

20

8

6

6

12

6

12

Диаметр цилиндра, мм

207

230

230

260

260

260

260

260

310

318

180

210

150

Ход поршня, мм

2х254

300/304

300/304

260

260

260

260

260

360

330

200

210

180

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

-

13,5

-

13,5

-

14,5

Среднее индикаторное давление, МПа

1,13

1,10

1,02

1,43

1,265

1,83

2,04

1,035

0,981

Среднее эффективное давление, МПа

0,912

0,892

0,795

1,24

1,26

1,60

1,75

0,96

0,975

0,90

0,90

1,15

0,79

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

10,5

9,8

9,6

Число ступеней наддува

2

2

2

1

1

1

2

1

1

1

1

1

-

Охлаждение воздуха

Есть

Есть

Нет

Есть

Есть

Есть

Есть

Есть

Есть

Есть

Нет

Есть

-

Давление наддува, МПа

0,221

0,219

0,201

0,235

0,246

0,287

0,31

0,1

0,16

0,162

0,172

-

Коэффициент наполнения

0,8

-

0,83

0,95

0,96

0,94

0,98

Доля теплоты, подведенной с воздухом, %

8,82

9,69

10,01

5,7

5,16

6,21

6,84

Давление в конце сжатия, МПа

8,4

5,8

6,6

7,36

8,74

7,05

5,7

4,2

Температура в конце сжатия, ⁰С

612

767

614

665

660

680

430

Коэффициент избытка воздуха в цилиндре (суммарный)

2,0

(2,82)

-

(2,61)

1,85

(2,78)

-

(2,23)

-

(2,37)

-

(2,12)

-

(2,1)

-

(2,28)

2,1

(2,27)

2,1

(2,6)

Количество теплоты, подведенной с топливом, МДж/ч

21062

16319

15628

19556

26629

7822

8356

Максимальное давление сгорания, МПа

9,8

10,8

10,6

11,5

11,1

12,5

13,0

9,5

9,0

6,8

8,8

8,5

Степень повышения давления

1,23

1,86

1,65

1,56

-

1,43

1,35

1,45

1,55

Скорость нарастания давления, МПа/⁰пкв

0,2

0,28

0,28

0,25

0,25

0,25

0,25

0,25

0,295

Давление начала выпуска, МПа

0,68

0,8

0,75

-

-

-

-

-

0,51

Температура в начале выпуска, ⁰С

740

780

780

-

-

-

-

-

800

Температура выпускных газов перед турбиной, ⁰С

410

495

500

495

485

533

610

578

600

525

580

Коэффициент остаточных газов

0,06

0,08

0,08

0,03

0,03

0,03

0,03

0,03

0,03

0,02

0,03

Фазы газораспределения, ⁰пкв

• ₁

• ₂

• ₃

• ₄

56

40

56

64

84

44

52

44

84

44

52

44

50

55

35

30

59,5

57

40,5

28

59,5

57

40,5

28

45

80

55

35

66

74

74

41

56

50

50

56

48

20

20

48

Давление начала впрыскивания топлива форсункой, МПа

21,0

32,0

32,0

32,0

32,0

32,0

32,0

32,0

30,0

27,5

20,0

21,0

Число отверстий распылителя форсунки (диаметр отверстий), шт (мм)

3 (0,56)

7 (0,4)

7 (0,4)

9 (0,4)

9 (0,4)

9 (0,4)

9 (0,4)

9 (0,4)

9 (0,4)

9 (0,35)

8 (0,35)

7 (0,25)

Индикаторная мощность в цилиндре, кВт

270

170

159

161

215

133

176

Среднее давление механических сопротивлений, МПа

0,202

0,331

0,229

0,16

0,269

0,196

0,175

Индикаторный КПД

0,466

0,45

0,44

0,475

0,470

0,465

0,446

0,491

0,435

0,43

Эффективный КПД

0,377

0,364

0,34

0,405

0,392

0,398

0,39

0,405

0,363

0,366

Удельный эффективный расход топлива, г/кВт^.ч

218

231

218

214

204

220

220

204

220

225

220

218

258

Масса дизеля сухая с поддизельной рамой, кг ( * с генератором)

19500

13800

12500

18500

22500 *

18500

31800

9600

13400

16200

1800

5440

1840

Удельный расход масла, г/кВт^.ч

2,2

1,84

1,65

1,84

2,72

1,84

1,84

1,58

1,5-2,9

2,72

2,94

3,25

3,68

Габаритные размеры, мм

• длина

• ширина

• высота

6180

1730

3210

4357

1730

2600

3787

1770

2508

4696

1610

2890

5572

1710

2726

4722

1610

2890

4926

1610

2890

3355

1665

2305

5125

1850

2844

5192

1467

2478

2405

1225

1480

2750

1130

1910

1852

1085

1275