Главная стр 1
скачать
Московский государственный университет путей сообщения (МИИТ)

Институт транспортной техники и организации производства (ИТТОП)


Кафедра "Локомотивы и локомотивное хозяйство"




КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

на тему: «РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ



РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ»

Выполнил: ст. гр. ТЛТ – 341

Р.Ю.Портнов

Принял: доцент

В.Н. Васильев

Москва 2005


Введение

Целью данного курсового проекта является выбор основных параметров дизельного двигателя внутреннего сгорания по заданным требованиям: эффективная мощность, тактность, частота вращения коленчатого вала. По окончании подбора основных параметров, строится индикаторная диаграмма и диаграммы всех основных сил, действующих на КШМ двигателя.



Выбор типа и расчет основных параметров дизеля.

1.1.Исходные данные.

Ne = 220 кВт, эффективная мощность дизеля.

τ = 4, тактность (четырехтактный).

= 1400 об/мин, частота вращения коленчатого вала.

2.2.Определение размера цилиндра и числа цилиндров.


Мощность двигателя определяется соотношением:
, кВт (1)
Скорость поршня определяется из соотношения:
, м/с (2)
Угловая скорость определяется соотношением:
, рад/с (3)
, рад/с
Вы­бираем ориентировочную величину среднего эффективного давле­ния Ре.

Ре = 0,77 МПа

Задаёмся 3мя значениями средней скорости поршня (Cm) и отношением хода поршня к диаметру цилиндра (S/D).

Для нескольких значений отношения (S/D)j определяем ди­аметры цилиндров, соответствующие выбранным значениям средней скорости поршня и заданной угловой скорости коленчатого вала:


, м (4)
Для каждого вычисленного значения диаметра цилиндра определяем число цилиндров проектируемого двига­теля:
(5)

Полученные значения диаметров и чисел цилиндров заносим в таблицу 1.


Таблица 1.

Значения Cm

Значения(S/D)

1

1,1

1,2

1,3

7,6

0,163

0,148

0,136

0,125

7,2

8,73

10,39

12,2

8,4

0,18

0,164

0,15

0,138

5,35

6,5

7,7

9,1

8,8

0,189

0,171

0,157

0,145

4,65

5,6

6,7

7,9

По таблице 1 выбираем число цилиндров. Диаметр цилиндра, соответствующий выбран­ному числу цилиндров, округляем до ближайшего значения из ря­да нормальных диаметров.


Z = 8

D = 0,15 м

S = 0,18

1.3. Определение основных га­баритных размеров

Длина дизеля


, м (6)
где D -диаметр цилиндра, м;

K = 0,5Z;

C = 1 - 2,5 м - линейный размер, зависящий от компоновки вспомогательного оборудования и агре­гатов наддува двигателя.
L = 1,16·0,15·4 + 2 = 6,696 м

Ширина двигателя


, м (7)
Здесь: S - ход поршня, м;

А = 6,0


B = 6,0·0,18 = 1,08 м

Высота двигателя


, м (8)

где а = 7

H = 7,0·0,18= 1,26 м

2. Расчет рабочего процесса дизеля и его технико-экономических показателей.

2.1. Расчет количества воздуха, необходимого для реализации заданной мощности, выбор схемы наддува и определение мощности компрессора.

Расход воздуха через двигатель определяется из соотно­шения:


, кг/с (9)
Величины  и е предварительно выбираются по справочным данным
2,1 -2,6
е=0,40 - 0,43
Величины L0` и Ни принимаются равными 14,35 и 42500 кДж/кг.
, кг/с
Во время продувки часть воздуха теряется, поэтому в про­цессе сгорания будет участвовать меньшее количество воздуха:
, кг/с (10)
где к - коэффициент избытка продувочного воздуха.

для 4-х тактных двигателей принимают к = 1,05 - 1,15


, кг/с
Количество воздуха в цилиндрах G и давление наддува РS связаны соотношением:
, МПа (11)
где v - коэффициент наполнения, выбирается для 4-х тактных дизелей – 0,82 - 0,97;

ТS - температура наддувочного воздуха, К.

ТS = 370 - 400 К.

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



, МПа
Мощность, потребляемая компрессором, определяется по формуле:
, Вт (12)
где Т1 - температура воздуха на входе в компрессор, К;

- степень повышения давления в компрессоре

Р0 - давление воздуха на входе в компрессор ,

0 - потери в воздухозаборных устройствам и фильтрах

К - коэффициент полезного действия компрессора

К - показатель адиабаты сжатия (К=1,4)
P0 = 0,105·0,97 = 0,102 МПа
πк = 0,174/0,102 = 1,713
кВт
Температура воздуха на выходе из компрессора:
, К (13)

К
Температура после охладителя на входе в дизель определяет­ся соотношением:
, К (14)
где х - коэффициент эффективности охладителя;

ТW - температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух.


K
Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе оцениваются приближенно:
, МПа (15)
где S - коэффициент потерь
МПа

2.2. Процессы наполнения и сжатия

Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формуле:

Ра =(0,90-0,96).РS , (16)
Ра = 0,9·0,174 = 0,157 МПа
Температура воздуха в конце наполнения:
, К (17)
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 (18)
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 = 5 + 5 = 10 К
Tr = 650 K

r = 0,02


К
Коэффициент наполнения V определяется по формуле:
(19)
где  - степень сжатия;

Gд1 – коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндров двигателя

Gд1 = 1,04
При выборе  учитывают максимально-допустимое давление сгорания в двигателе [РZ]maх. Выбранная величина степени сжатия не должна превышать значения:
(20)
где  - степень повышения давления при сгорании;

n1 - среднее значение показателя политропы сжатия.


Z]maх = 12 МПа

5


n1 = 1,34


Определяем действительный рабочий объем цилиндра Vh` в момент закрытия впускного органа газораспределения (фаза а):
, м3 (21)
где R – радиус кривошипа равен значению S/2, м;
R = 0,15/2 = 0,075
FП = 3,14·0,15²/4 = 0,0177 м²
 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна

 = 0,25


а - фаза запаздывания закрытия впускного органа определяется исходя из типа рассчитываемого двигателя и может соответствовать фазе а уже существующих тепловозных двигателей.

а = 208


м3
Определяем объем сжатия:
, м3 (22)
м3
Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:
, кг (23)
где РS` - давление наддувочного воздуха в МПа.
кг

Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:


, кг (24)
кг
Давление воздуха в конце сжатия:
, МПа (25)
МПа
Температура воздуха в конце сжатия:
, К (26)
К

2.3. Процесс сгорания

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.

Определяем цикловую подачу топлива:


, кг/цикл (27)

, г/цикл
Для определения температуры газов в конце "видимого" сгорания топлива точка “z” расчетной индикаторной диаг­раммы используют уравнение сгорания:
(28)
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;

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

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

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

Определяем коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:
(29)


Выбираем значение коэффициента использования теплоты.
 = 0,8
Выбираем коэффициент выделения теплоты ХZ в конце "видимого" сгорания.
ХZ = 0,9
Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:
(30)

Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:
(31)

Выбираем значение степени повышения давления при сгорании , от которой зависят экономичность дизеля, его динамические характеристики и весовые показатели.
 =1,5
Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mCV может быть использо­вано приближенное соотношение:
(32)

Определение значений средней мольной теплоемко­сти продуктов сгорания производится с учетом теплоемкостей смеси чистого воздуха и чистых продуктов сгорания (чпс):


(33)
где mCVчпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;

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

х - доля чистых продуктов сгорания, численно равная коэффициенту выделения тепла:
(34)
mCVчпс= 19,487 + 0,0036·1850 = 26,147

Учитывая, что:
(35)
mCР''= 8,312 + 23,168 = 31,48

в точке “z” получим значение mC’’РZ:


(36)




К
Максимальное давление сгорания РZ и степень предварительного расширения  определяются из соотношений:
(37)

PZ = 1,5·8 = 12,00 МПа


(38)


2.4. Процесс расширения

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


в = 120

(39)

Степень последующего расширения определяется из соотношения
(40)

Для определения температуры рабочего тела в конце расши­рения (точка “в” расчетной индикаторной диаграммы) используют уравнения:
, К (41)
где n2 - среднее значение показателя политропы расширения, и уравнение теплового баланса процесса расширения с учетом тепловыделения от догорания топлива на линии расширения:
(42)

где


(43)

ТВ =1050 К



К

Давление в конце расширения определяется по формуле:


, МПа (44)
МПа

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

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;

ТСМ, ТS; ТВ - температуры смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в”:




mCpb = 28,9726 + 2,5539·889·10-3 = 31,656

mCps = 28,9726 + 2,5539·301,225·10-3 = 29,742

Принимая mCРВ = mСРСМ , получим
(46)

К

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.


Ψг = 0,15
Т’W = 320 К
К
Мощность турбины зависит от расхода смеси GZ, тем­пературы смеси ТСМ на входе в турбину, пе­репада давлений в турбине Т и КПД Т
(48)

RГ = 320
Мощность турбины:
(49)
где КГ - показатель адиабаты выпускных газов

кВт
Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требу­емый КПД турбины:
(50)

2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

Величина среднего индикаторного давления:


, Па (51)
 = 1,0

М = 0,85


Определяем среднее эффективное давление:
, МПа (52)
МПа

Эффективная мощность дизеля определяется по формуле:


, кВт (53)

Индикаторный КПД определя­ется из соотношения:


(54)
где RВ = 0,287 кДж/кг.К; НИ = 42500 кДж/кг; L’0 = 14,35.

Эффективный КПД дизеля:
(55)

Удельный индикаторный расход топлива:


, кг/кВт.ч (56)
кг/кВт.ч

Удельный эффективный расход топлива:



, кг/кВт.ч (57)
кг/кВт.ч
Литровая мощность двигателя:
, кВт/л (58)
кВт/л

Таблица 2.


Результаты расчетов.







Наименование показателя

Обозначе-ние

Размер-ность

Значе-ние

1

2

3

4

5

1.

Эффективная мощность.

Nе

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.

РS

МПа




7.

Мощность, потребляемая компрессором.

NК

кВт




8.

Температура воздуха на выходе из компрессора.

Т2

К




9.

То же, на входе в дизель.

ТS

К




10.

Потери давления воздуха.

РS

МПа




11.

Давление воздуха в начале сжатия.

Ра

МПа




12.

Температура воздуха в конце наполнения.

Та

К




13.

Масса рабочего тела в конце наполнения.

Ма

кг




14.

Коэффициент наполнения.

V

-




15.

Степень сжатия.



-




16.

Показатель политропы сжатия.

n1

-




17.

Давление воздуха в точке “С”.

РС

МПа




18.

Температура воздуха в точке “С”.

ТС

К




19.

Давление газов в точке “z”.

РZ

МПа




20.

Температура газов в точке “z”.

ТZ

К




21.

Давление газов в точке (В).

РВ

МПа




22.

Температура газов в точке (В).

ТВ

К




23.

Показатель политропы расширения.

n2

-




24.

Температура газов перед турбиной.

Тr

К




25.

Мощность турбины.

NТ

кВт




26.

КПД турбины.

Т

-




27.

Среднее индикаторное давление.

Рi

МПа




28.

Среднее эффективное давление.

Ре

МПа




29.

Индикаторный КПД.

i

-




30.

Эффективный КПД.

е

-




31.

Цикловая подача топлива.

gц

кг/цикл




32.

Удельный индикаторный расход топлива.

gi

кг/цикл




33.

Эффективный расход топлива.

gе

кг/кВт.ч




34.

Литровая мощность.

Nл

кВт/л





3. Расчет и построение индикаторной диаграммы

























Индикаторная диаграмма 4-х тактного дизеля




4. Приближенный расчет основных деталей КШМ дизеля





площадь поршня, м2





радиус кривошипа, м



отношение радиуса кривошипа к длине шатуна





длина шатуна, м

удельная масса поступательно движущихся частей КШМ:



кг/м2 (поршень составной)

масса поступательно движущихся частей КШМ:



силы воздействия избыточного давления газов на поршень:

силы инерции поступательно движущихся масс поршня и шатуна вдоль оси цилиндра:



суммарная сила, действующая на палец вдоль оси цилиндра:

нормальная составляющая от разложения силы Pz направленная перпендикулярно оси цилиндра:



аналогичным образом находим силы:





сила, действующая по кривошипу:












кг




Изменение сил, действуюших в КШМ 4-х тактного дизеля




Изменение сил, действуюших в КШМ 4-х тактного дизе



Изменение сил, действуюших в КШМ 4-х тактного дизеле


5. ПРИБЛИЖЁННЫЙ РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ


Материал коленчатого вала - сталь

Элементы конструкции коленчатого вала [ мм ]


Диаметр коренной шейки


Диаметр отверстия в коренной шейке
Диаметр шатунной шейки
Диаметр отверстия в шатунной шейке
Длина коренной шейки
Длина шатунной шейки
Толщина щёк

Ширина щёк
Радиус галтели
Расстояние между осями цилинров
































































Выбранные размеры шеек коленчатого вала проверяем на величины допускаемых

удельных давлений и окружных скоростей:

Максимальные давления на подшипники:
а) для коренной шейки


коэффициент, учитывающий степень увеличения нагрузки на коренную шейку за счёт соседних цилиндров







б) для шатунной шейки





Средние окружные скорости скольжения шеек:

а) коренной





м/с

б) шатунной





м/с

Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев

и колец [ мм ]







Диаметр поршня
Толщина днища поршня:

охлаждаемого
Растояние от кромки

поршня до первого кольца
Толщина цилиндрической стенки
Длина поршня
Расстояние от оси пальца до

нижней кромки
Диаметр пальца
Длина пальца:



плавающего
Диаметр внутреннего

отверстия пальца
Число компрессионных колец


Толщина кольца (радиальная)
Высота кольца
Число маслосъёмных колец
Высота перемычки между

канавками

































































Проверяем высоту поршня по удельному давлению на стенку поршня

Н, максимальная сила бокового давления на стенку поршня цилиндра





мм, длина тронковой части поршня





Па

< 106 МПа

Определение ориентировочных размеров шатуна.
Размеры нижней головки шатуна необходимо согласовывать с размерами шатунной шейки коленчатого вала, а верхней - с размерами поршневого пальца. Длина втулки верхней головки шатуна lш расчитывается из соотношения:

- для плавающего пальца





м



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



м2, средняя площадь поперечного сечения стержня шатуна





Па < [сж]=80 МПа



6. РАСЧЁТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ

В V-образном двигателе на шатунную шейку действует алгебраическая сумма сил тангенциальнщй Т и нормальной 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



- масса шатуна, участвующая во вращательном движении(для главного шатуна).





Н

Алгебраическая сумма нормальных сил, действующих на шейку Z' равна Z'=Z-Cшв. Графически величину силы можно определить на кривой:













. ПРИБЛИЖЁННЫЙ РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ



Материал коленчатого вала - сталь

Элементы конструкции коленчатого вала [ мм ]


Диаметр коренной шейки

Диаметр отверстия в коренной шейке
Диаметр шатунной шейки
Диаметр отверстия в шатунной шейке
Длина коренной шейки
Длина шатунной шейки
Толщина щёк
Ширина щёк
Радиус галтели
Расстояние между осями цилиндров






























































Выбранные размеры шеек коленчатого вала проверяем на величины допускаемых

удельных давлений и окружных скоростей:

Максимальные давления на подшипники:
а) для коренной шейки


коэффициент, учитывающий степень увеличения нагрузки на коренную шейку за счёт соседних цилиндров







б) для шатунной шейки






Средние окружные скорости скольжения шеек:

а) коренной





м/с

б) шатунной





м/с



Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев и колец [ мм ]


Диаметр поршня
Толщина днища поршня:

охлаждаемого
Растояние от кромки

поршня до первого кольца
Толщина цилиндрической стенки
Длина поршня
Расстояние от оси пальца до

нижней кромки
Диаметр пальца
Длина пальца:



плавающего
Диаметр внутреннего

отверстия пальца
Число компрессионных колец


Толщина кольца (радиальная)
Высота кольца
Число маслосъёмных колец
Высота перемычки между

канавками

































































Проверяем высоту поршня по удельному давлению на стенку поршня

Н, максимальная сила бокового давления на стенку поршня цилиндра





мм, длина тронковой части поршня





Па

< 106 МПа



Определение ориентировочных размеров шатуна.
Размеры нижней головки шатуна необходимо согласовывать с размерами шатунной шейки коленчатого вала, а верхней - с размерами поршневого пальца. Длина втулки верхней головки шатуна lш расчитывается из соотношения:

- для плавающего пальца





м

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



м2, средняя площадь поперечного сечения стержня шатуна





Па < [сж]=80 МПа


Индивидуальное задание
Привод насосов

Ведущая шестерня 4 (z=67) укреплена на переднем торце коленчатого вала и восемью болтами 5 (М12). Точность сборки обеспечивают два цилиндрических штифта 7 диаметром 12 мм. В зацеплении с ведущей шестерней находятся, шестерни 3, 8 и 10. Шестерня 3 (z=36), укрепленная болтами на фланце вала 20 ведущей шестерни масляного насоса, служит для привода масляного и топливоподкачивающего насосов, а шестерни 8 и 10 обеспечивают привод водяных насосов.

Шестерня 8 (z=23} укреплена на конце вала 21 рабочего колеса вспомогательного водяного насоса 9, имеющего левое вращение (против часовой стрелки). Шестерня 10(z=45) является промежуточной и передает вращение шестерне 19 (z=26), укрепленной на валу 22 рабочего колеса основного водяного насоса 18, имеющего правое вращение (по часовой стрелке). Шестерни привода насосов закрыты корпусом 2, сваренным из стальных листов и прикрепленным двадцатью четырьмя шпильками М12 к переднему торцу дизеля. Корпус 2 фиксируется на дизеле двумя цилиндрическими штифтами диаметром 10 мм.

На корпусе укреплены масляный насос 1 вместе с топливоподкачивающим насосом и два водяных насоса. С правой стороны к корпусу 2 приварен патрубок для установки центробежного масляного фильтра. С левой стороны на тепловозах первого выпуска к корпусу насосов прикреплялась заливочная горловина, оснащенная сапуном, которая использовалась для заливки и добавлении масла.



Промежуточная шестерня 10 при помощи двух шариковых подшипников 11 установлена на пустотелом пальце 15, который прикреплен пятью шпильками 14 (М12) к корпусу привода насосов. Шпильки 14 ввернуты во фланец 17, приваренный к переднему торцу корпуса.

Подшипники 11 с одной стороны упираются в выступ пальца 15, а с другой - в борт болта 12, проходящего через отверстие пальца 15 и закрепленного на нем гайкой 16. Шестерня 10 своим бортом упирается в наружное кольцо заднего шарикового подшипника. Между подшипниками
Привод насосов



рис. 1
11 установлены два дистанционных кольца, а также стопорное кольцо 13, дополнительно удерживающее шестерню 10 от осевого смещения.

Смазывание шестерен и подшипников привода насосов осуществляется дизельным маслом, поступающим по трубе от нижнего масляного коллектора. Смазав все детали привода, масло стекает в нижнюю часть корпуса и через втулку, вваренную в переднюю поперечную перегородку рамы, сливается в картер.
скачать


Смотрите также:
Курсовой проект на тему: " расчет параметров рабочего процесса и выбор элементов конструкции тепловозного дизеля"
820.12kb.
Кафедра "Локомотивы и локомотивное хозяйство"
928.63kb.
Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементов конструкции тепловозного дизеля
412.28kb.
1 Расчет и выбор исходных параметров 2 Тепловой расчет проектируемого двигателя
101.93kb.
Модуль: Сопротивление материалов. Результат 1 Выполнять расчеты на прочность элементов конструкции при растяжении, срезе и смятии. Разработчик: Давлетшин Загфар Зуфарович. Тема №3 Расчет элементов конструкции на прочность при растяжении
52.6kb.
Локомотивные энергетические установки
1292.51kb.
Расчет и выбор элементов усилителя мощности предоконечные транзисторы, источники тока и др
34.48kb.
Исходные данные для проектирования
136.53kb.
Тема Система питания дизеля Упрощенная схема системы питания дизеля
26.57kb.
Расчет основных элементов конструкции
116.57kb.
Занятие 9 "Расчет основных параметров полупроводниковых приборов"
157.74kb.
1 Проектировочный тяговый расчет автомобиля
513.72kb.