Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементов конструкции тепловозного дизеля

Размещено на http://www.allbest.ru/

48

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство железнодорожного транспорта

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

(МИИТ)

Кафедра: ”Локомотивы и локомотивное хозяйство”

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ НА ТЕМУ:

“РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ”

Выполнил: ст. гр. ТЛТ-452 Рыжевский А.А.

Проверил: доц. Васильев В.Н.

МОСКВА 2011

ВВЕДЕНИЕ

Двигатели внутреннего сгорания принадлежат к наиболее распространённому и многочисленному классу тепловых двигателей, т.е. таких двигателей в которых тепловая энергия, выделяющаяся при сгорании топлива, преобразуется в механическую энергию непосредственно внутри двигателя.

КПД лучших образцов ДВС составляет 0,43.Появление поршневых двигателей внутреннего сгорания во второй половине ХIХ века было вызвано развитием промышленности, для которой требовался более совершенный двигатель, чем паровая машина имевшая КПД не более 0,14.

В 1897 г. Р. Дизель построил четырёхтактный двигатель с воспламенением от сжатия, работающий на керосине. Завод “Русский Дизель” в 1899 г. выпустил первый промышленный четырёхтактный двигатель, который в отличии от двигателя Р. Дизеля работал на сырой нефти. Двигатель расходовал значительно меньше топлива и отличался оригинальностью конструкции.

С 1903 г. двигателестроение начало развиваться на Коломенском машиностроительном заводе, основанном в 1863 г. Большую роль в двигателестроении занимал Харьковский паровозный завод, основанный в 1897 г. На заводе в течении продолжительного времени строились стационарные и судовые двигатели.

4 января 1922 г. было принято постановление Совета Труда и Обороны, положившее начало тепловозостроению в СССР. Было принято решение построить одновременно три тепловоза: с электрической, механической и газовой передачами.

С 1946 г. постройка тепловозов в СССР была возобновлена на Харьковском заводе им. В.А. Малышева.

1. ВЫБОР ТИПА И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИЗЕЛЯ

1.1 Мощность двигателя

, кВт

где Ре - среднее эффективное давление, Па;

предварительно выбирается Ре=(0,95 - 1,55)МПа

- угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с;

Z - число цилиндров;

Vh - рабочий объем цилиндров, м3;

- коэффициент тактности.

щ= ; рад/с

рад/с

Рабочий объем цилиндра определяется из соотношения:

, м3

где D - диаметр поршня, м;

приближенно D=(0,195-0,26) м

S - ход поршня, м.

Тогда:

 , кВт. (1.1)

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

Средняя скорость поршня Cm является параметром, определяющим степень быстроходности и долговечности дизеля. Для 4-х тактных дизелей Cm=7,4 - 10,5 м/с;

Скорость поршня определяется из соотношения:

, м/с (1.2)

С учетом (1.2) эффективная мощность определяется:

, кВт (1.3)

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

Диаметры цилиндров построенных тепловозных дизелей изменяются в пределах:

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

Отношение хода поршня S к диаметру D цилиндра для для 4-х тактных дизелей находится в пределах S/D = 1,0 - 1,3;

1.2 Определение основных размеров цилиндра двигателя и числа цилиндров

Выбираем ориентировочную величину среднего эффективного давления Ре=1,0 МПа

Определяем диаметры цилиндров для следующих значений отношения (S/D)j: 1,0; 1,1; 1,2.

Выбираем значения Cm из диапазона Cm=7,4 - 10,5 м/с : 7,5, 8, 8,5, 9, 9,5.

Для каждого вычисленного значения диаметра цилиндра определяем число цилиндров проектируемого двигателя. Полученные значения диаметров и чисел цилиндров в табл. 1.

, м (1.4)

(1.5)

Таблица 1. Диаметры и числа цилиндров проектируемого двигателя.

Cm M\C	S\D
	0,9	1,0	1,1	1,2
7,0	0,23	0,21	0,18	0,17
	1	15	21	26
8,67	0,286	0,26	0,23	0,21
	7	8	10	13
9,2	0,316	0,27	0,24	0,23
	5	7	9	1

Округляем выбранный диаметр цилиндра до ближайшего значения из нормального ряда диаметров: D=0,15 м

S=D; S=0,15 м

Z=10 - выбираем V-образное исполнение двигателя.

Уточняем угловую скорость, мощность и среднюю скорость поршня:

щ= ,(м/с)

,(кВт)

,(м/с)

1.3 Основные габаритные размеры

Длина дизеля:

, м (1.6)

где:

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

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

L, (м)

Ширина двигателя:

, м (1.7)

где:

А = 5,0 - 8,0 - для V - образных двигателей.

В

Высота двигателя:

 , м (1.8)

где: а = 5,0 - 7,0 - для V - образных двигателей;

Н=1,82 м

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

Расход воздуха через двигатель определяется из соотношения:

, кг/с (2.1)

где вт - расход топлива двигателем, кг/с;

G- суммарный коэффициент избытка воздуха;

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

Расход топлива Вт:

, кг/с (2.2)

где Nе - эффективная мощность дизеля, кВт; Ни - теплотворная способность топлива, кДж/кг; е - эффективный КПД двигателя. С учетом (9) получим:

 (2.3)

G - 2,1 - 2,6

е=0,40-0,43

L0` =14,35

Ни =42500 кДж/кг.

0,82 , (кг/с)

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

, (кг/с). (2.4)

где к - коэффициент избытка продувочного воздуха.

к = 1,05 - 1,15

=0,78 , (кг/с)

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

, МПа (2.5)

где v - коэффициент наполнения; v =0,82 - 0,97 ТS - температура наддувочного воздуха, К. ТS = 370 - 400 К

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

=0,58 (МПа)

2.1.2 Выбор схемы наддува

Мощность, потребляемая компрессором, определяется по формуле:

, Вт (2.6)

где Т1 - температура воздуха на входе в компрессор, К; Т1=273К

- 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 ;

,

- атмосферное давление, =0,105 МПа

0 - потери в воздухозаборных устройствам и фильтрах;

0 = 6,95 - 0,97;

=0,102 , (МПа)

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

к - показатель адиабаты сжатия (к = 1,4).

=3,04

=119 , (кВт)

2.1.3 Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

Температура воздуха на выходе из компрессора:

, К (2.7)

=441,6 , (К)

Температура после охладителя на входе в дизель:

, К (2.8)

где х - коэффициент эффективности охладителя;

ТW - температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух.

Для водовоздушных охладителей х находится в пределах 0,7 - 0,75.

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).

=357,9 , (К)

Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе:

, (2.9)

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

=0,29 , (МПа)

2.2 Процессы наполнения и сжатия

Давление свежего заряда в конце наполнения

Ра = 0,9· Рs , (МПа) (2.10)

Ра = 0,9·0,58=0,52 , (МПа)

Температура воздуха в конце наполнения:

, К (2.11)

где ТS - температура воздуха на входе в двигатель;

Т - приращение температуры воздуха в цилиндре;

Тr - температура остаточных газов в цилиндре двигателя;

r - коэффициент остаточных газов.

Величина:

, К

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

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

?Т=6+6=12 , (К)

Величины коэффициента остаточных газов и Тr принимаются в пределах:

r = 0,01 - 0,03; Тr = 600 - 700 К;

Та =379,5 , (К)

Коэффициент наполнения V определяется по формуле:

, (2.12)

где: - степень сжатия;

Gд1 - коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндров двигателя; Gд1=1,02 - 1,07.

Выбранная величина степени сжатия не должна превышать значения:

,

где: [РZ]maх -максимально-допустимое давление сгорания в двигателе

л - степень повышения давления при сгорании;

n1 - среднее значение показателя политропы сжатия.

[РZ]maх =12 - 17 МПа

л =1,3 - 1,8 n1 =1,34 - 1,36.

е=13

=0,93

Определяем действительный рабочий объем цилиндра Vh` в момент закрытия впускного органа газораспределения (фаза а):

 , м3 (2.13)

где R - радиус кривошипа , м;

R=S/2;

лш - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна ;

лш = 0,2 - 0,25;

а - фаза запаздывания закрытия впускного органа ;

а = 208;

Fп - площадь поршня,

Fп = ==0,053 , ()

R=0,15/2=0,075 , м

=0,0023 , (м3)

Определяем объем сжатия:

, м3 (2.14)

=0,00019 , (м3)

Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:

 , кг (2.15)

где РS` - давление наддувочного воздуха в МПа.

=0,006 , (кг)

Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:

, кг (2.16)

=0,0064 , (кг)

Давление воздуха в конце сжатия:

, МПа (2.17)

=8,7 , (МПа)

Температура воздуха в конце сжатия:

, К (2.18)

=907,7, (К) (Тс >750 К)

2.3 Процесс сгорания

Весовой состав дизельного топлива по химическим элементам: углерода

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

Расчетная величина коэффициента избытка воздуха находится в пределах б = 1,8 - 2,2.

Определяем цикловую подачу топлива:

, г/цикл (2.19)

=0,23 , (г/цикл); (в пределах 0,305 - 1,46 г/цикл).

Уравнение сгорания:

, (2.20)

где:

Z - 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;

вZ - расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке “z”;

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

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

2.3.1 Коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании

; (2.21)

=1,038.

2.3.2 Коэффициент использования теплоты

= 0,75 - 0,85;

2.3.3 Коэффициент выделения теплоты ХZ в конце "видимого" сгорания

ХZ = 0,65 - 0,9

2.3.4 Коэффициент использования теплоты в точке “Z”

,

=0,68

2.3.5 Коэффициент молекулярного изменения в точке Z

,

=1,03

2.3.6 Степень повышения давления при сгорании л

Для дизелей с наддувом с целью обеспечения минимальных удельных эффективных расходов топлива целесообразно на расчетном режиме вести рабочий процесс при л =1,3 - 1,8.

2.3.7 Определение значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mCV'

, (2.22)

=20,85.

2.3.8 Определение значений средней мольной теплоемкости продуктов сгорания

, (2.23)

где:

mCVчпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;

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

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

Задаемся температурой в точке “Z”: Tz=1750 K

, (2.24)

=25,97

=29,86

2.3.9 Определяем теплоемкость mC''РZ

, (2.25)

=38,17

(2.26)

Определяем температуру ТZ:

ТZ= , К (2.27)

ТZ==1903 , (К)

(в пределах 1750 - 1950 К.)

Максимальное давление сгорания РZ и степень предварительного расширения л определим из соотношений:

, (МПа) (2.28)

=15,66 , (МПа)

, (2.29)

=1,20

2.4 Процесс расширения

По углу открытия выпускных органов газораспределения В определяем объем рабочего тела VВ в точке “в”:

(2.3)

В=480

Степень последующего расширения:

, (2.31)

=10,09

Определение температуры рабочего тела в конце расширения (точка “в” расчетной индикаторной диаграммы):

, К, (2.32)

где n2 - среднее значение показателя политропы расширения:

 , (2.33)

=1,3 (n2 = 1,21 - 1,3) ;

=941,99 , (К) (ТВ = 900 - 1200 К).

Давление в конце расширения:

, МПа (2.34)

=0,78 , (МПа)

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

2.5.1 Уравнение баланса теплоты

, (2.35)

где G; 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”.

mCРS=28,9726+2,5539·ТВ·

mCРS=29,89

mCРВ=28,9726+2,5539· ТS·

mCРВ=31,38

Принимая mCРВ = mСРСМ , получим:

, (К) (2.36)

=912,6 , (К)

Температура смеси рабочего тела перед турбиной (с учетом потерь теплоты на охлаждение):

, (К) (2.37)

где r - коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе;

r=0,1 - 0,15;

Т'W - температура теплоносителя, охлаждающего коллектор.

Т'W=320 - 360 К.

=826 , (К)

Для обеспечения продувки двигателя перепад давлений по двигателю для 4-тактных дизелей не должен быть ниже

(где РТ - давление газов перед турбиной).

Перепад давлений в турбине:

, (2.38)

где r - коэффициент потерь давления в выпускной системе r = 0,9 - 0,95.

=2,28.

Мощность турбины:

, (Вт) (2.39)

где КГ - показатель адиабаты выпускных газов;

КГ = 1,32 - 1,35;

Rг=287.

=142,57 , (Вт)

Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требуемый КПД турбины:

 , (2.40)

=0,83 (Т - 0,8 - 0,85).

2.6 Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

Величина среднего индикаторного давления:

,Па (2.41)

= 0;

П- коэффициент полноты диаграммы ;

П = 0,94 - 0,96.

Принимаем по опытным данным значение механического КПД М= 0,80 - 0,92;

определяем среднее эффективное давление:

, Па (2.42)

, (Па)

Эффективная мощность дизеля :

 , кВт (2.43)

=371 кВт

Индикаторный КПД :

, (2.44)

=0,44 (i = 0,44 - 0,51)

Эффективный КПД дизеля:

, (2.45)

=0,4 (е = 0,38 - 0,44)

, кг/кВт.ч (2.46)

= 0,19 , (кг/кВт.ч)

Удельный эффективный расход топлива:

, кг/кВт.ч (2.47)

=0,207 , (кг/кВт.ч)

Литровая мощность двигателя:

, кВт/л (2.48)

=15 , (кВт/л) ; (NЛ?15)

Результаты расчетов рабочего процесса и технико-экономических показателей:

№ №	Наименование показателя	Обозначение	Размерность	Значение
1	2	3	4	5
1.	Эффективная мощность.	Nе	кВт	371
2.	Угловая скорость коленчатого вала.		рад/с	104
3.	Размерность двигателя.	S/D	-	0,26 8
4.	Суммарный коэффициент избытка воздуха.	б	-	2,6
5.	Расход воздуха.	G	кг/с	0,82
6.	Давление наддува.	РS	МПа	0,31
7.	Мощность, потребляемая компрессором.	NК	кВт	119
8.	Температура воздуха на выходе из компрессора.	Т2	К	441,6
9.	То же, на входе в дизель.	ТS	К	357,9
10.	Потери давления воздуха.	Р'S	МПа	0,29
11.	Давление воздуха в начале сжатия.	Ра	МПа	0,52
12.	Температура воздуха в конце наполнения.	Та	К	379,5
13.	Масса рабочего тела в конце наполнения.	Ма	кг	0,0064
14.	Коэффициент наполнения.	V	-	0,93
15.	Степень сжатия.		-	13
16.	Показатель политропы сжатия.	n1	-	1,34
17.	Давление воздуха в точке “С”.	РС	МПа	8,7
18.	Температура воздуха в точке “С”.	ТС	К	907,7
19.	Давление газов в точке “z”.	РZ	МПа	15,66
20.	Температура газов в точке “z”.	ТZ	К	1903
21.	Давление газов в точке (В).	РВ	МПа	0,78
22.	Температура газов в точке (В).	ТВ	К	941,99
23.	Показатель политропы расширения.	n2	-	1,3
24.	Температура газов перед турбиной.	Тr	К	826
25.	Мощность турбины.	NТ	кВт	142,57
26.	КПД турбины.	Т	-	0,83
27.	Среднее индикаторное давление.	Рi	МПа	1,56
28.	Среднее эффективное давление.	Ре	МПа	1,44
29.	Индикаторный КПД.	i	-	0,44
30.	Эффективный КПД.	е	-	0,4
31.	Цикловая подача топлива.	gц	г/цикл	0,23
32.	Удельный индикаторный расход топлива.	gi	кг/цикл	0,19
33.	Эффективный расход топлива.	gе	кг/кВт.ч	0,207
34.	Литровая мощность.	Nл	кВт/л	15

3. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

При расчете диаграммы принимаются следующие допущения:

процесс наполнения происходит при постоянном давлении в цилиндре, равном Ра 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 РС;

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 .

Углы а и в выбираются кратными шагу интегрирования . Рассчитываются параметры рабочего тела в цилиндре в процессе сжатия, на линии “с-z`” при постоянном объеме VС , на линии “z`-z” при постоянном давлении, на линии “z-в” в процессе расширения.

Расчетные формулы:

ц=0...720; ?ц=10 ; ца=230; ц в=480; цz=372

Таблица 3. Исходные данные для пострения индикаторной диаграммы

№№	Наименование	Размерность	Обозначение	Величина
			математическое	программное
1.	Газовая постоянная рабочего тела.	Дж/кг.К	R		287
2.	Показатель политропы сжатия.	-	n1		1,34
3.	Показатель политропы расширения.	-	n2		1,3
4.	Температура воздуха в конце наполнения.	К	Та		379,5
5.	Масса рабочего тела в конце наполнения.	Кг	Ма		0,0064
6.	Давление воздуха в начале сжатия.	Мпа	Ра		0,52
7.	Объем камеры сгорания.	М3	Vс		0,00019
8.	Степень повышения давления.	-	л		1,8
9.	Степень сжатия.	-			13
10.	Степень предварительного расширения.	-	с		1,20
11.	Фаза закрытия впускного клапана.	Град. (рад.)	а=4		230 (50)
12.	Фаза открытия выпускного клапана.	Град. (рад.)	в=1		480 (60)
13.	Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.	-	лш		0,2 - 0,25
14.	Площадь днища поршня.	М2	Fп		0,0018
15.	Радиус кривошипа.	М	R		0,075
16.	Шаг интегрирования.	Град. (рад.)			10 - 20 (0,17 - 0,35)

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

Порядок расчета сил:

Радиус кривошипа ® коленчатого вала определяется по величине хода поршня (S).

R=S/2; (4.1)

R=0,15/2=0,075 (м)

Длину шатуна L определяем, выбирая отношение

;

л =0,25;

L=R/л (4.2)

L=0,075/0,25=0,3 (м)

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

, Н (4.3)

где FП - площадь поршня, м2; Рц, 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 (4.4)

где mпд - масса поступательно-движущихся частей, кг;

а - ускорение поршня, м/с2;

- угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с.

Выбираем материал поршня и удельную величину массы поступательно-движущихся частей КШМ:

mуд =1300 - 1700 кг/м2

Соответственно масса поступательно-движущихся частей КШМ будет:

, кг (4.5)

, кг

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

, Н (4.6)

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

, Н (4.7)

Аналогичным образом находятся силы:

 , Н (4.8)

, Н (4.9)

и сила, действующая по кривошипу:

, Н (4.10)

Для расчета сил угол в определяется приблизительно:

(4.11)

По результатам расчетов строятся диаграммы сил, действующих в КШМ.

5. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ

5.1 Коленчатый вал

Материал КВ - сталь

Диаметр коренной шейки:

dк=0,85·150=127,5 (мм)

Диаметр отверстия в коренной шейке:

dок=0,45·127,5=57,38

Диаметр шатунной шейки:

dш=0,73·150=109,5

Диаметр отверстия в шатунной шейке:

dош=0,45·109,5=49,28

Длина коренной шейки:

lк=0,40·127,5=51

Длина шатунной шейки:

lш=0,65·109,5=71,18

Толщина щек:

вк=0,21·150=31,5

Ширина щек:

в=1,16·150=174

Радиус галтели:

r=0,06·150=9

Расстояние между осями цилиндров:

i=1,45·150=217,5

Выбранные размеры шеек коленчатого вала проверяем на величины допускаемых удельных давлений и окружных скоростей vср. Максимальные удельные давления на подшипники: для коренной шейки

 , Н/м2 ; (5.1)

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

g = 1,1 - 1,25 ;

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

для шатунной шейки

, Н/м2 (5.2)

Средние окружные скорости скольжения шеек:

, м/с (5.3)

где d - диаметр коренной и шатунной шейки, м.

1)для коренной шейки: vср =0,5·0,1275·157=10,01 , (м/с)

2)для шатунной шейки: vср =0,5·0,1095·157=8,6 , (м/с)

5.2 Поршни

Диаметр поршня, мм:

DП=150 мм

Толщина днища поршня, мм:

д=(0,08 - 0,2)Dц=13,5 мм

Расстояние от кромки поршня до первого кольца, мм:

е=(1,0 - 3,0) д = 27 мм

Толщина цилиндрической стенки, мм:

m=(0,05 - 0,08)Dц=12 мм

Длина поршня, мм:

H=(1,5 - 2,0)Dц=225 мм

Расстояние от оси пальца до нижней кромки, мм:

h2=(0,8 - 1,2)Dц=120 мм

Диаметр пальца, мм

dП=(0,35 - 0,5)Dц=60 мм

Длина пальца, мм:

lП =(0,8 - 0,87)Dц=120 мм

Диаметр внутреннего отверстия пальца, мм:

dПВ=(0,4 - 0,7)dп=30

Число компрессионных колец: 6

Толщина кольца (радиальная), мм:

t=0,03·Dц=4,5 мм

Высота кольца, мм:

а=(0,5 - 1,0)t=2,7 мм

Число маслосъемных колец: 2

Высота перемычки между канавками в поршне, мм: (1,0 - 1,3)а=3,24 мм

Высота поршня Н проверяется по удельному давлению на стенку поршня:

, (5.4)

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

Nmax=398 МН

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

Kmax=398/(150·225·10-3)=1,179 , МПа

5.3 Шатун

В зависимости от типа двигателя выбираем конструкцию шатуна и принимаем его ориентировочные размеры.

Ориентировочная длина втулки верхней головки шатуна lш рассчитывается из соотношения:

для плавающего поршневого пальца:

, м; (5.5)

, м

Проверочный расчёт на прочность производится для стержня шатуна из условия деформации его от действия максимальной величины силы К:

, МПа, (5.6)

где Fст = 0,06 - 0,12 - средняя площадь поперечного сечения стержня, м.

, МПа

Ориентировочные размеры шатунов определим из следующих соотношений:

Отношение L/R:

-главный: L/R=3,5

-прицепной: L/R=2,5

Диаметр пальца:

dп=(0,4-0,45)D=0,06 (м)

Диаметр головки:

dг=(1,4-1,5)dп=0,087 (м)

Диаметр шейки:

dш=(0,6-0,8)D=0,105(м)

Толщина вкладыша Sв (дв для прицепного):

Sв=3 мм

дв= (0,07-0,12)dп=4,2 (мм)

Толщина вкладыша, Sм (дп для прицепного):

Sм=(0,02-0,03)D=3,75 (мм)

дп=(0,06-0,08)dп=4,8 (мм)

Ширина шатуна, l1:

-при двух болтах: l1=(0,9-1,2)dп=5,4 (мм)

-при четырех болтах: l1=(0,9-1,2)dп =7,2 (мм)

Расстояние между шатунными болтами, l2:

- при двух болтах: l2=(1,15-1,2)dш=120,75 (мм)

-при четырех болтах: l2=(1,15-1,2)dш=126 (мм)

Ширина нижней головки, в (l2 для прицепного):

в= (0,7-0,9)dш=84 (мм)

l2= (0,7-0,9)dш=84 (мм)

Толщина крышки:

h1=(0,25-0,3)dш=31,5 (мм)

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

d=(0,85-0,9)dп=5,1 (мм)

d1=(0,85-0,9)dп=5,1 (мм)

Диаметр отверстия под вкладыш, dш+2Sм (d2 для прицепного):

dш+2Sм =(0,6-0,8)D+2(0,02-0,03)D=165 (мм)

d2= (0,6-0,8)D+2(0,06-0,08)D=180 (мм)

Наружная ширина прицепной проушины, в1:

в1= в - 2мм=82 (мм)

Внутренняя ширина прицепной проушины, в2:

в2=0,6.в1=49,2 (мм)

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. В V-образном двигателе на шатунную шейку действуют тангенциальная сила Т, нормальная сила Z и центробежная сила СШВ от вращающейся массы шатуна.

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

, Н (6.1)

где МШВ - масса шатуна, участвующая во вращательном движении.

МШВ = 2.МП (для главного шатуна при наличии прицепного шатуна V-образного двигателя).

=4,72·106 ,Н

Алгебраическая сумма нормальных сил Z', действующих на шейку, равна:

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 четырехтактных двигателей можно принимать, что угол фазового смещения равен углу развала цилиндров плюс 3300 поворота коленчатого вала.

По полученным Т и Z' строим векторную диаграмму сил, действующих на шатунную шейку.

Начало координат - в центре шатунной шейки, ось абсцисс совпадает с направлением нормальной силы Т ,а ось ординат - с направлением тангенциальной силы Z' .

Для каждого положения кривошипа, начиная от 00 и до конца цикла откладываем в выбранном масштабе векторы сил Т(QТ) и Z(QZ) (за вычетом CШВ) и строим суммарные векторы Q:

.

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

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

двигатель шатун поршень

В первой части курсового проекта я произвел, руководствуясь исходными данными (эффективная мощность, частота вращения вала двигателя, тактность), выбор типа двигателя, определил его основные параметры (размерность, число и расположение цилиндров, габаритные размеры). Во второй части выбрал схему воздухоснабжения, агрегаты наддува и систему охлаждения наддувочного воздуха, рассчитал рабочий процесс двигателя и его основные технико-экономические показатели на номинальном режиме работы. В третьей части я рассчитал и построил индикаторную диаграмму двигателя, в четвертой рассчитал силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, построил векторные диаграммы сил, действующих на шейки коленчатого вала и подшипники. В пятой части, опираясь на справочные данные и полученные ранее значения, определил главные размеры поршня, шатуна, коленчатого вала, рассчитал основные элементы узла, подлежащего подробной конструктивной разработке. В шестой части мною была рассчитана и построена векторная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

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

Приложение 1

Расчетная диаграмма.

Приложение 2

Индикаторная диаграмма

Приложение 3

Диаграмма сил Pг изб, Pj, P?.

Приложение 4

Силы на КШМ.

Приложение 5

Диаграмма сил Z и T.

Приложение 6

Векторная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала дизеля

Размещено на Allbest.ru