Расчет и проектирование тепловозного дизеля

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Появление поршневых двигателей внутреннего сгорания во второй половине XIX в. было вызвано развитием промышленности, для которой требовался более совершенный двигатель, чем паровая машина, имевшая к. п. д. не более 0,14. Двигатели внутреннего сгорания принадлежат к наиболее распространенному и многочисленному классу тепловых двигателей, т. е. таких двигателей, в которых тепловая энергия, выделяющихся при сгорании топлива, преобразуется в механическую энергию непосредственно внутри двигателя.

Двигатели внутреннего сгорания имеют различные конструкции. В данном курсовом проекте рассмотрен расчет дизеля типа 1Д12. Дизель типа 1Д12 - 4х-тактный, V-образный, с непосредственным впрыскиванием топлива, с газотурбинным наддувом. Сжатие воздуха осуществляется одним турбокомпрессором.

Поступательное движение через шатуны передается коленчатому валу, преобразуется во вращательное. Преобразование тепловой энергии в механическую сопровождается периодически (циклически) повторяющимися процессами:

а) горение и расширение, за время которого объем между поршнями увеличивается и газами совершается полезная работа;

б) смены заряда путем выпуска газа через выпускные органы и впуска свежего заряда через впускные органы;

в) сжатия воздуха, осуществляемого уменьшением объема между поршнями.

В курсовом проекте уделено внимание расчету и выбору схемы воздухоснабжения дизеля, а также его основных параметров и определению сил действующих в кривошипно-шатунном механизме, а также сделан поперечный разрез двигателя.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

D_ц = 150 мм_, S = 180 мм - диаметр цилиндра и ход поршня;

n = 1800 об/мин - частота вращения коленчатого вала;

i = 6 - число цилиндров;

= 4 - тактность дизеля;

_м = 0,803 - механический к.п.д. двигателя;

= 2,04 - коэффициент избытка воздуха;

_b = 1,2 - коэффициент продувки;

= 1/4,4- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;

= 15 - степень сжатия;

р_z = 7 МПа - наибольшее давление сгорания;

_д = 188,4 рад/с угловая скорость коленчатого вала дизеля;

= 0,05 коэффициент остаточных газов;

= 0,8 коэффициент эффективного выделения теплоты;

М_п = 3,82 кг, М_ш = 6,13 кг масса поршня и шатуна.

1. РАСЧЕТ ТРЕБУЕМОЙ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ И ДАВЛЕНИЯ НАДДУВА ДИЗЕЛЯ

По заданным значениям расчетной силы тяги и скорости тепловоза на расчетном подъеме определяется величина касательной мощности тепловоза, кВт,

(1)

где F_kp - расчетное значение силы тяги тепловоза, кН;

х_р - скорость тепловоза на расчетном подъеме, км/ч.

Подставляя численные значения, получаем:

Требуемая эффективная мощность дизеля определяется по формуле

(2)

где _пер - к.п.д. передачи тепловоза, принимаем 0,83 [1];

_всп - коэффициент, учитывающий затраты мощности на вспомогательные нужды тепловоза, принимаем 0,94 [1].

Подставляя численные данные, получаем

Часовой расход топлива дизелем определяем по формуле

В_ч = b_eN_e. (3)

где b_e - удельный эффективный расход топлива, b_e=0,22 кг/(Квтч).

Подставляя численные данные, получаем

В_ч = 0,22353 = 77,73 кг/ч.

Цикловая подача топлива

(4)

где i - число цилиндров;

t - тактность дизеля;

_у угловая скорость коленчатого вала дизеля;

Получаем

Требуемое давление наддувочного воздуха определяется по формуле

(5)

где - температура воздуха компрессора, ;

L₀ - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг

топлива, L₀ = 0,5 кмоль/кг [1];

V_h - рабочий объем цилиндра, м³;

- коэффициент избытка воздуха.

Рабочий объем цилиндра V_h определяется по следующему выражению,

(6)

Подставляя численные значения, получаем

Подставляя численные значения, получаем

т.к. давление наддува равно атмосферному то применяем схему без наддува.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ И ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

2.1 Расчет процесса наполнения цилиндра

Объем камеры сжатия V_с определяем из выражения

(7)

Подставляя численные значения, получаем

Максимальный объем цилиндра V_а составит

V_a = V_b = V_c + V_h, (8)

Подставляя численные значения, получаем

V_a = (3,179+0,23)10^-3= 3,4110^-3м³.

Давление в начале сжатия определяется следующим образом,

р_а = (0,9…0,96)•р_S = 0,960,104 = 0,1МПа.

Температура рабочего тела в начале сжатия вычисляется по следующей формуле

(9)

где - коэффициент избыточных газов, 0,05 [1];

Т_г - температура выпускных газов, принимаем 900 К [1];

Т - суммарное повышение температуры воздуха в период наполнения, принимаем 15 К [1].

Тогда подставляя численные данные, получаем

Коэффициент наполнения двигателя определяется из выражения

(10)

Подставляя численные значения, получаем

2.2 Расчет процессов сжатия и горения

Давление и температура в конце сжатия определяются из выражений

(11)

где n₁ - средний показатель политропы сжатия, принимаем 1,38 [1].

Тогда подставляя численные значения, получаем

p_с = 0,115^1,38 = 4,2 МПа,

Т_с = 336,1915^1,38-1 = 940,8 К.

Химический коэффициент молекулярного изменения определяется по зависимости

 (12)

где Н, О - массовые доли водорода и кислорода в топливе, Н = 0,135 и О = 0,005 [1];

L₀ - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, L₀ = 0,5 кмоль/кг [1].

Тогда подставляя численные значения, получаем

Действительный коэффициент молекулярного изменения определяется из соотношения

(13)

Подставляя численные значения, получаем

Степень повышения давления в цилиндре определяется по следующей формуле

(14)

Подставляя численные значения, получаем

Температура рабочего тела в точке z индикаторной диаграммы определяется из уравнения сгорания. При решении данного уравнения значения температур t_c, t_z более удобно представлять в градусах Цельсия:

(15)

где m_гС_pmz - средняя молярная теплоемкость при постоянном давлении для продуктов сгорания;

mC_vmc - средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для воздуха;

- коэффициент эффективного выделения теплоты до точки z, принимаем 0,8 [1].

H_u теплота сгорания смеси, Н_u = 42500 кДж.

Значения теплоемкостей определим по следующим формулам:

для воздуха и двухатомных газов -

mC_vmc = 20,93+2,09310^-3t_c; (16)

для продуктов сгорания жидкого топлива при х>1 -

m_гC_pmz = 29,3+(2,135/)+(213,5+92/)10^-5t_z. (17)

Подставляя численные значения в (16) и (17), получаем

mC_vmc = 20,93+2,09310^-3667,8 = 22,327 кДж/(кмольК);

m_гC_pmz = 29,3+(2,135/2,04)+(213,5+92/2,04)10^-5t_z = 30,3466+258,610^-5t_z.

После подстановки значения mC_vmc и m_гC_pmz в выражение (17) и некоторых преобразований получаем квадратное уравнение

Решив квадратное уравнение, получаем, что температура рабочего тела в точке z индикаторной диаграммы будет : T_z = 1659С + 273 = 1932 К.

Степень предварительного расширения определяем из зависимости

(18)

Подставляя численные значения, получаем

Объем в точке z индикаторной диаграммы определяется по формуле

V_z = V_c, (19)

Подставляя численные данные, получаем

V_z = 1,270,22710^-3=0,28810^-3 м³.

2.3 Расчет процесса расширения

Давление р_b и температура Т_b в конце расширения определяются по следующим формулам:

(20)

(21)

где = V_b/V_z = / = 15/1,27 = 11,81 степень последующего расширения в цилиндре;

n₂-средний показатель политропы расширения, принимаем 1,26 [1].

Тогда подставляя численные значения, получаем

2.4 Расчет расчетного среднего индикаторного давления

Расчетное среднее индикаторное давление вычисляется по формуле

(22)

Подставляя численные значения, получаем

Среднее индикаторное давление действительного цикла p_i = _пp_ip,

где _п - коэффициент полноты индикаторной диаграммы,

для 4-х тактного двигателя _п = 0,97…0,99 [1].

Тогда p_i = 0,970,784 = 0,761 МПа.

Индикаторная мощность двигателя вычисляется по следующей формуле

(23)

Подставляя численные данные, получаем

Индикаторный к.п.д. определяется по следующей зависимости,

(24)

Подставляя численные данные, получаем

Удельный индикаторный расход топлива определяется по следующему выражению

(25)

Подставляя численные данные, получаем

2.5 Расчет эффективных показателей работы двигателя

Вычисляются по следующим зависимостям:

N_e = N_iм; (26)

_e = _iм; (27)

b_e = b_i/_м. (28)

Подставляя численные значения в эти выражения, получаем

N_e = 435,460,803 = 349,68 кВт; _e =0,50,803 = 0,4;

b_e = 0,169/0,803 = 0,211кг/(Квтч).

Расчетное значение эффективной мощности практически совпадает с заданным значением (разность составляя не более 5 %).

Часовой расход топлива дизелем определяем по формуле

В_ч = b_eN_e. (29)

Подставляя численные данные, получаем

В_ч = 0,211349,68 = 73,7 кг/ч.

Суммарный секундный расход воздуха дизелем определим по формуле

G_b = _вL₀'В_ч/3600. (30)

Подставляя численные данные, получаем

G_b = 1,22,0414,573,7/3600 = 0,727

Расход воздуха, определяющий заряд цилиндра будет ниже суммарного расхода, т.к. часть воздуха расходуется на продувку цилиндров

G_b = G_b/_в = 0,727/1,2 =0,606 кг/с.

Секундный расход отработавших газов определяем по формуле

G_г= (1+_вL₀')В_ч/3600. (31)

Подставляя численные значения, получаем

G_г = (1+1,22,0414,5)•73,7/3600 = 0,747 кг/с.

Для обеспечения продувки двигателя принимаем перепад давления

p_s/p_т = 1,2; откуда р_т = 0,0868 МПа.

2.6 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строим в координатах р-v. По значениям ранее вычисленных объемов и давлений на координатную плоскость наносится положение характерных точек индикаторной диаграммы.

Значения координат промежуточных точек процессов сжатия а-с и расширения z-b определяются по уравнениям политроп сжатия и расширения при заданных значениях текущего объема V.

Политропа сжатия

(32)

Политропа расширения

(33)

Задавая значения текущего объема V, определяем давление р.

Значение объема V при заданном угле поворота коленчатого вала находится по зависимости

V = V_c + F_пS, (34)

где F_п - площадь поршня, 0,018 м²;

S - перемещение поршня от ВМТ.

Значение S в зависимости от угла поворота коленчатого вала будет:

 (35)

Для построения индикаторной диаграммы все расчеты сведем в таблицу 1.

Таблица 1 - Расчет индикаторной диаграммы

?		Сжатие	Расширение
рад	град	S, м	Fп*S,м3	V, м3	Va/V	(Va/V)n1	P, Мпа	V/Vz	(V/Vz)n2	P, Мпа
0	0	0	0	0,000	14,98	41,89	4,19	0,79	0,74	7,00
0,26	15	0,004	0,000	0,000	11,59	29,40	2,94	1,02	1,02	6,85
0,52	30	0,015	0,000	0,000	7,00	14,67	1,47	1,68	1,93	3,63
0,79	45	0,031	0,001	0,001	4,34	7,57	0,76	2,72	3,53	1,99
1,05	60	0,053	0,001	0,001	2,93	4,42	0,44	4,02	5,77	1,21
1,31	75	0,076	0,001	0,002	2,16	2,89	0,29	5,47	8,50	0,82
1,57	90	0,100	0,002	0,002	1,70	2,08	0,21	6,94	11,48	0,61
1,83	105	0,123	0,002	0,002	1,42	1,62	0,16	8,33	14,44	0,48
2,09	120	0,143	0,003	0,003	1,24	1,34	0,13	9,54	17,15	0,41
2,36	135	0,159	0,003	0,003	1,12	1,17	0,12	10,53	19,42	0,36
2,62	150	0,170	0,003	0,003	1,05	1,07	0,11	11,25	21,11	0,33
2,88	165	0,178	0,003	0,003	1,01	1,01	0,10	11,69	22,15	0,32
3,14	180	0,180	0,003	0,003	1,00	0,99	0,10	11,83	22,50	0,31

На рисунке 1 построена индикаторная диаграмма.



Рисунок 1-Индикаторная диаграмма

После построения индикаторной диаграммы необходимо определить среднее индикаторное давление. Для этого подсчитывают площадь индикаторной диаграммы следующим образом. Длину индикаторной диаграммы ? делят на 10 равных частей и определяют величины ординат у₀, у₁, …у₁₀. Приближенно значение площади в мм² можно вычислить по формуле

(36)

Подставляя численные значения, получаем

Среднее индикаторное давление составит

 (37)

Подставляя численные значения, получаем

Как видно, что индикаторная мощность, определенная графическим и аналитическим методом практически совпадает. Расчет проведен правильно.

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В КРИВОШИПНО-ШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ ДИЗЕЛЯ

Детали кривошипно-шатунного механизма (КШМ) подвергаются действию сил давления газов внутри цилиндра, сил инерции поступательно и вращательно движущихся частей, сил трения и сил сопротивлений от потребителя энергии.

Определение сил и моментов, действующих в КШМ, необходимо для расчета деталей на прочность, определение основных размеров подшипников, оценки уравновешенности, а также для сравнения нагруженности подшипников узлов различных двигателей.

Силы, действующие на детали КШМ, являются функциями угла поворота кривошипа коленвала и режима работы двигателя. Обычно рассчитывают удельные значения этих сил, т.е. отнесенные к 1 м² площади поршня.

Схема сил, действующих КШМ, представлена на рисунке 3.

Суммарная удельная сила Р, приложенная в центре поршневого пальца, определяется как алгебраическая сумма двух сил

P = P_г + P_j, (38)

где Р_г - удельная сила от давления газов на поршень;

P_j - удельная сила инерции поступательно движущихся масс.

Положительными считаются силы, направленные от поршня к коленчатому валу.

В свою очередь,

Р_г = (р - р_о) (39)

где р - давление газов в цилиндре (берется из индикаторной диаграммы в зависимости от );

р_о-давление со стороны кривошипной камеры, принимаем р_о= 0,1 Мпа [1].

Удельные силы инерции поступательно движущихся масс определяются зависимостью

(40)

где j - ускорение поршня;

М_п - масса поступательно движущихся частей, определяем по формуле

М_п М_п+0,3М_ш, (41)

М_п - масса поршня в сборе, принимаем М_п = 3,82 кг [2];

М_ш - масса нижнего шатуна, принимаем М_ш = 6,13 кг [2];

М_п = 3,82+0,3·6,13 = 5,66 кг.

Рисунок 2 - Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме дизеля

Ускорение поршня определяется в зависимости от угла поворота коленчатого вала и угловой скорости коленчатого вала

j = R_д²(cos + cos2), (42)

где _д - угловая скорость коленчатого вала дизеля, _д = 188,4 рад/с;

- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, = 1/4,4.

Сила Р, в свою очередь, раскладывается на силу К, действующую вдоль оси шатуна, и силу N, направленную нормально к оси цилиндра. В свою очередь, силу К, перенесенную в центр шатунной шейки вала, раскладывают на тангенциальную силу Т, действующую перпендикулярно кривошипу, и нормальную силу z, направленную по кривошипу.

Указанные удельные силы определяются из следующих выражений:

N = Ptg; (43)

(44)

(45)

(46)

Для тактов впуска и выпуска 4х-тактного двигателя приближенно принимаем р = 0,5(р_s+р_т) = 0,5(0,104+0,0864)= 0,0954 МПа.

Вычисления удельных сил приведено в таблице 1 приложения А

Зависимости изменения сил Р_г, Р_j, Р, К, N, z, T от угла изображена на рисунках 1,2,3 в приложении Б.

4. РАЗРАБОТКА УЗЛА ДИЗЕЛЯ. ПОРШНЕВОЙ ПАЛЕЦ

4.1 Цилиндровая гильзы

Расчет гильзы в зоне камеры сгорания на длине L проводиться с ечетом действия равномерно распределенного внутреннего давления газов Р_z.

Усилие Р, разрывающее цилиндровую гильзу, определяется по формуле

Р= P_zDL, (47)

P=7·0,15·12,8·10^-3=13,44·10^-3 МПа/м².

Напряжение, МПа, при этом составит

у_p=P/F=P_zDL/(2дL)=P_zD/(2д),

у_p=7·150/(2·6)=87,5 Мпа.

Размеры толщины стенки д и длины L взяты согласно рисунку поперечному разрезу дизеля, выполненного по первому цилиндру на формате А1 в графической части.

5. ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

воздухоснабжение дизель кривошипный двигатель

Поперечный разрез дизеля выполнен по первому цилиндру на формате А1, где в масштабе показаны: детали остова, их соединения, детали кривошипно - шатунного механизма, воздушные ресиверы и выпускные коллекторы, корпуса форсунок и топливных насосов.

Кривошипно-шатунный механизм вычерчен в положении 90^о до ВМТ (выпуск).

ЛИТЕРАТУРА

1 Расчет и проектирование тепловозного дизеля: Метод. указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Локомотивные энергетические установки» для студентов специальности 17.09 «Локомотивы»/ Гизатулин Р.К., Овчинников В.М., Сухопаров С.И. Гомель:БИИЖТ,1990 -25с.

2 Тепловозные двигатели внутреннего сгорания: Учебник для вузов /

А. Э. Симсон, А. З. Хомич, А. А. Куриц и др. - 2-е изд., перераб. и доп. М.: Транспорт, 1987. 536 с.

3 Тепловозы. Под ред. В. Д. Кузьмича. Изд. 4-е. перераб. М.: Транспорт, 1973, 344 с.

4 Ремонт тепловозов. Рахматулин М. Д. Изд. 3-е, перераб. и доп. М.: Транспорт, 1977, 447 с.

Размещено на Allbest.ru