Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементтов конструкции тепловозного двигателя

Выбор типа и расчет основных параметров дизеля. Рабочий процесс и технико-экономические показатели тепловозного двигателя. Определение температуры газов на входе в турбину и баланса мощностей компрессора и турбины. Масляные фильтры тонкой очистки масла.

Рубрика Транспорт
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 12.03.2009
Размер файла 135,2 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

42

42

МИНИСТЕРСТВО ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ РОССИЙСКОЙ

ФЕДЕРАЦИИ

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ (МИИТ)

Кафедра "Локомотивы и локомотивное хозяйство"

РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ

Выполнил: студент гр.ТЛТ-451 Меркулов П.М.

Принял: профессор Васильев В.Н.

Москва - 2008 г.

СОДЕРЖАНИЕ

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

1. ВЫБОР ТИПА И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИЗЕЛЯ

Длина дизеля

Ширина двигателя

Высота двигателя.

2. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ДИЗЕЛЯ И ЕГО ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ

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

2.1.1. Расчет количества воздуха и давления наддува.

2.1.3. Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

2.2. Процессы наполнения и сжатия

2.3. Процесс сгорания

2.4. Процесс расширения.

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

2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

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

5. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ

5.1. Коленчатый вал

5.2. Поршни.

5.3. Шатун

6. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДИЗЕЛЯ.

7. Индивидуальное задание: Масляные фильтры тонкой очистки масла

БИБЛИОГРАФИЯ.

1. ВЫБОР ТИПА И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИЗЕЛЯ

1.1. Мощность Nе, 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 Ра, реализуемого при рассматриваемом режиме работы, рабочего объема цилиндра Vh 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 Ре - среднее эффективное давление, Па;

- угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с;

Z - число цилиндров;

Vh - рабочий объем цилиндров, м3;

- коэффициент тактности.

Pe=0,7-1,2мПа=0,7мПа.

Угловая скорость равна =?*ng/30=115,13 рад/с.

Рабочий объем цилиндра определяется из соотношения:

, м3

Vh=3,14*0,2562*0,256/4=0,20096 (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 Cm является параметром, определяющим степень быстроходности и долговечности дизеля. Для выполненных тепловозных двигателей средние скорости поршня имеют значения:

для 4-х тактных дизелей Cm=7,4 - 10,5 м/с;

Двигатели с высокими значениями Cm 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;

При больших диаметрах цилиндров имеют место высокая теп-лонапряженность, значительная масса деталей кривошипно-шатунного механизма и поршня вследствие высоких нагрузок.

Диаметр цилиндра выбирается приближенно в соответствии с рис. 2 и должен соответствовать нормальному ряду диаметров:

0,130; 0,140, 0,150; 0,160; 0,170; 0,180; 0,190; 0,210; 0,230, 0,240; 0,250; 0,260; 0,280; 0,300, 0,320; 0,340 м.

Отношение хода поршня S к диаметру D цилиндра для тепловозных дизелей находится в пределах:

S/D = 1,0 - 1,3 для 4-х тактных дизелей; S/D =1,0

В двигателях средней быстроходности рекомендуется увеличенные отношения S/D, так как при прочих равных условиях с увеличением S/D уменьшается диаметр цилиндра, нагрузка на детали кривошипно-шатунного механизма, увеличивается высота камеры сгорания, что ведет к улучшению процесса сгорания, но при этом увеличивается высота двигателя.

Для быстроходных дизелей целесообразно снижать величину S/D для уменьшения средней скорости поршня и высоты двигателя. Однако с понижением S/D ухудшаются условия протекания процессов смесеобразования.

1.2. Определение основных размеров цилиндра двигателя и числа цилиндров рекомендуется производить в следующем порядке:

В соответствии с рекомендациями изложенными в п.1.1, выбирают ориентировочную величину среднего эффективного давления Ре.

Задаются тремя-четырьмя значениями средней скорости поршня Cmi в диапазоне значений, рекомендованных в п. 1.1, с интервалом 0,5 м/с.

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

, м (4)

Для каждого вычисленного значения диаметра цилиндра по формуле (3) определяют число цилиндров проектируемого двигателя. Полученные значения диаметров и чисел цилиндров сводят в табл. 1.

По табл.1 выбирают число цилиндров, соответствующее рекомендациям п.1.1. Диаметр цилиндра, соответствующий выбранному числу цилиндров, округляют до ближайшего значения из ряда нормальных диаметров и уточняют среднюю скорость поршня по соотношению (2).

Отношение S/D не должно выходить за рекомендуемые пределы.

1.3. По полученным геометрическим параметрам проектируемого дизеля D, S, Z определяют его основные габаритные размеры.

Длина дизеля

, м (5)

где D - диаметр цилиндра, м;

К = Z - для рядных двигателей;

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

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

L=1,16*0,256*4+1,5=2,69 (м)

Таблица 1

Диаметры и числа цилиндров проектируемого двигателя.

Значения (Сmi)

Значения (S/D)j

1

1,1

1,2

1,3

8

D=0,218

D=0,196

D=0,172

D=0,151

Z=12

Z=15

Z=20

Z=26

8,5

D=0,229

D=0,206

D=0,183

D=0,160

Z=10

Z=12

Z=16

Z=22

9

D=0,243

D=0,2187

D=0,194

D=0,170

Z=9

Z=11

Z=14

Z=18

9,5

D=0,256

D=0,23

D=0,205

D=0,175

Z=8

Z=9

Z=12

Z=16

Ширина двигателя

, м (6)

B=7*0,256=1,79(м)

Высота двигателя

, м (7)

H=6*0,256=1,53(м)

где а = 6,0 - 8,0 - для рядных двигателей;

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.

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 вт - расход топлива двигателем, кг/с;

??- суммарный коэффициент избытка воздуха;

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

Расход топлива Вт зависит от мощности, КПД двигателя и качества топлива:

, кг/с (9)

где Nе - эффективная мощность дизеля, кВт;

Ни - теплотворная способность топлива, кДж/кг;

е - эффективный КПД двигателя.

Bт =650/42500*0,40=0,038 кг/с.

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 Ни принимаются равными 14,35 и 42500 кДж/кг.

G = (2, 5*14, 35*650)/17000=1,371 кг/с

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

, кг/с. (11)

где 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.

G=1,371*1,1-1=1,246 кг/с.

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

, МПа (12)

где v - коэффициент наполнения, выбирается для 4-х тактных ДВС в пределах 0,96, а для 2-х тактных - 0,85 - 0,95;

ТS - температура наддувочного воздуха, К.

Если считать, что в условиях тепловоза не удается охлаждать наддувочный воздух ниже 340 - 350 К, то можно принять, что температура заряда в цилиндрах находится в пределах ТS = 370 - 400 К.

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

Ps=(400*287*4*1,246*4)/(0,256*0,065536*8*115,13*0,96)*10-6=0,154 (МПа)

2.1.2. Выбор схемы наддува.

По найденной величине давления наддува следует выбрать и обосновать схему воздухоснабжения дизеля.

Для четырехтактных тепловозных дизелей, как правило, применяют одну ступень сжатия воздуха в центробежном компрессоре, приводимом в работу от газовой турбины. Мощность, потребляемая компрессором, определяется по формуле:

, Вт (13)

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

- степень повышения давления в компрессоре (для компрессора низкого давления ?1,9, среднего давления - 1,9 - 2,5 и высокого давления - 2,5 - 4,0);

?к=0,154/0,103=1,495

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).Расчитаем мощность компрессора.Возьмём T1=293 K.

Nкнд=1,371*287*(1,4/1,4-1)*293*1,272*1,28=656979 (Вт)

2.1.3. Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

Температура воздуха на выходе из компрессора:

, К (14)

T2=293*((1+(1,11-1/0,78-1))=334,02 K.

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

, К (15)

Ts=334-0,4(334-293)=317,6 K.

где х - коэффициент эффективности охладителя;

ТW - 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 ТW 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.

Ps1=0,95*0,154=0,1463 Мпа.

2.2. Процессы наполнения и сжатия

Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:

для 4-х тактных двигателей с наддувом:

Ра = (0,90 ? 0,96).РS , (21)

Pa=0,96*0,154=0,147 Мпа.

Температура воздуха в конце наполнения:

, К (23)

где ТS - температура воздуха на входе в двигатель;

Т - приращение температуры воздуха в цилиндре;

Тr - температура остаточных газов в цилиндре двигателя;

r - коэффициент остаточных газов.

Ta=370+15+0,02*650/(1+0,02)=390 K.

Величина:

, К (24)

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

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

Величины коэффициента остаточных газов и Тr принимаются в пределах:

4-х тактные дизели c наддувом r = 0,02, Тr = 650 К;?T=15 K.

Коэффициент наполнения V определяется по формуле:

, (25)

где - степень сжатия;

Gд1 - коэффициент, учитывающий до зарядку цилиндров двигателя Gд1=1,02 ? 1,07.

Перед определением V необходимо выбрать величину степени сжатия .

При выборе учитывают максимально-допустимое давление сгорания в двигателе [РZ]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 [РZ]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.Примем n1 =1,34.

?=(14 / 1,3*0,147)1/1,34=24,6

?v=24,6*1,02*0,147*317,6*1/(24,6-1)(1+0,02)*0,154*390,19=0,809

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

, м3

где R - радиус кривошипа равен значению S/2, 0,128 м.

? - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимается 0,3-Д 49.

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

фаза а=28? Fп=3,14*0,2562/4=0,052

V?'h=0,128((1-0,4716)+1,3/4*(1+0,0927))*0,052=0,0057 (м2)

Определяем объем сжатия:

, м3

Vc=0, 0057/ (24,6-1)=0,00024 м3

Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:

, кг (27)

где РS` - давление наддувочного воздуха в МПа.

M=(0,1463*0,0057*0,809*106)/(287*370)=0,0063 (кг)

Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:

, кг

Мац=((0,0057+0,00024)*0,147/(0,128*390))*106=17,5 кг.

Давление воздуха в конце сжатия:

, МПа (28)

Pc=0,147*24,61,34=10,74 Мпа.

Температура воздуха в конце сжатия:

, К (29)

Tс=390*24,60,34=1159 K.

По условию возможности надежного самовоспламенения топлива значение температуры ТС должно быть не менее 750 К.Условие самовоспламенения выполняется.

2.3. Процесс сгорания

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры ТZ и давления РZ рабочего тела в точке расчетной индикаторной диаграммы и степени предварительного расширения ?.

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

? =2,2,

Определяем цикловую подачу топлива:

, кг/цикл (30)

gц=0,0063/2,2*14,35=0,0001 кг/цикл

Цикловая подача современных тепловозных двигателей находится в пределах 0,305 - 1,46 г/цикл. Для определения температуры газов в конце "видимого" сгорания топлива точка “z” расчетной индикаторной диаграммы используют уравнение сгорания:

, (31)

где 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).

Так как величины теплоемкостей приближенно являются линейными функциями температуры, то уравнение (31) является квадратным относительно ТZ.

Рекомендуется следующий порядок определения величин, входящих в уравнение (31).

2.3.1. Определяют коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:

, (32)

?=1+((8*0,13+0,1)/32*2,2*0,468)*0,980392156=1,054

2.3.2. Выбирают значение коэффициента использования теплоты в пределах:

для дизелей средней быстроходности = 0,75 - 0,85;

для быстроходных дизелей = 0,8 ? 0,9.

2.3.3. Выбирают коэффициент выделения теплоты ХZ в конце "видимого" сгорания. Для двигателей средней быстроходности можно принять ХZ = 0,65 - 0,9; для быстроходных дизелей ХZ = 0,75 - 0,85.

2.3.4. Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:

, (33)

?z=0,8*0,9=0,72

2.3.5. Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:

, (34)

?z=(((1,054-1)*0,9)/(1+0,02))+1=1,04764

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 РZ не должна превосходить РZ = 12 - 14 МПа, так как при более высоких значениях РZ возрастает вес дизеля и деталей кривошипно-шатунного механизма.

2.3.7. Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mCV' может быть использовано приближенное соотношение:

, (35)

mC'v=18,576+0,0025*1159=21,473

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

, (35)

mC''v=(21,473(2,2-0,9)+25,966*0,9)/2,2=23,311

где mCVчпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;

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

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

, (37)

mCчпсv=19,487+0,0036*1800=25,966

2.3.9. Учитывая, что:

mC''p=8,312+23,311=31,623

из выражения (36) в точке “z” получим значение mC''РZ:

, (38)

mC''pz=8,312+(19,487*0,9)/2,2+(18,576(2,2-0,9))/2,2+[0,0036*0,9+0,0025(2,2-0,9)]*1800/2,2=32,571

Задаваясь в первом приближении температурой в точке Z равной 1800 К, определяют теплоемкость mC''РZ и температуру ТZ по уравнению (31). При отклонении ТZ от 1800 К более, чем на 50 К, расчет повторяют.

Tz=59922/(1,04764*326654)=59,922/34,22157966=1751 K.

Температура ТZ находится в пределах 1750 ? 1950 К.

Более высокие значения ТZ нежелательны во избежание существенных потерь теплоты от значительной диссоциации молекул газов.

Максимальное давление сгорания РZ и степень предварительного расширения ? определяют из соотношений:

, (39)

Pz=1,3*10,74=13,962 Мпа.

, (40)

?=(1,04764/1,3)*(1751/1159)=1,217

2.4. Процесс расширения

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

,

Vв=0,00024+0,052*0,128((1-0,4361)+1,3/4(1+0,2581))=0,00671 (м3)

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)

?=0,00671/(0,00024*1,217)=22,9

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

,

A'=(8,312*1,04764*1751)/1,054=14466,48

B'=42500*((0,8-0,72)/(2,2*0,468*

(1-0,02)*1,054))+(1,04764*23,311*1751)/1,054=43768,26

Уравнения (42) и (43) решаются совместно одним из численных методов.

Обычно для тепловозных дизелей величины n2 = 1,21 -?1,3, ТВ = 900 -?1200 К.

n2=((14466,48-8,312*1000)/(43768,26-23,311*1000)+1=1,3

TB=(1751/22,90,3)*(1,04764/1,054)=695 K.

Давление в конце расширения определяют по формуле:

, МПа (44)

РВ=13,962/22,91,3=0,238 Мпа.

Температура ТВ 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;

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

mCРСМ; mCРS и mCРВ - молярные теплоемкости смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в” (берутся из курса теплотехники).

Принимая mCРВ = mСРСМ , получим

, (46)

Tсм=((1,371-1,246)*317*1+1,246*695))/1,371=660 K.

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

, (47)

Tт=660-0,11(660-350)=626 K.

где 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 GZ, температуры смеси ТСМ 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 РТ - давление газов перед турбиной).

Тогда:

, (48)

где r - коэффициент потерь давления в выпускной системе r = 0,92

?т=1,222*0,92/1,05=1,070

Мощность турбины:

, (49)

Nт=(1,371*1,33*268*626*0,016)/0,33=1484 кВт

где КГ - показатель адиабаты выпускных газов КГ = 1,32 ? 1,35;

Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требуемый КПД турбины:

, (50)

?т=1000/1484=0,67

где NК подсчитана по формуле (13).

Полученные величины требуемого КПД не должны быть выше значений, реально достигаемых в настоящее время Т ??0,8 ? 0,85.

2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

Величина среднего индикаторного давления:

,Па (51)

Pi=0,96*0,455(0,2821+3,162-1,943)=0,65 Па.

Для 4-х тактных дизелей = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают П = 0,94 ??0,96. 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;

определяют среднее эффективное давление:

, Па (52)

Pе=0,655*0,92=0,602 Мпа.

Эффективная мощность дизеля определяется по формуле:

, кВт (53)

Ne=((0,602*0,20096*8*115,13)/12,56))*103=8871 кВт.

В случае, если полученная мощность окажется меньше заданной, следует изменить рабочий объем двигателя или давление наддува и произвести повторный расчет.

Индикаторный КПД определяется из соотношения:

, (54)

?i=(287*2,2*14,35*0,65*370)/(42500*0,80*0,154)=0,4161

где RВ = 0,287 кДж/кг.К; НИ = 42500 кДж/кг; L'0 = 14,35.

Эффективный КПД дизеля:

,

?e=0,4161*0,92=0,3828

Индикаторный КПД тепловозных дизелей изменяется в пределах i = 0,41 - 0,51, а эффективный - е = 0,38 -?0,44.

Удельный индикаторный расход топлива:

, кг/кВт.ч (55)

gi=3600/(42500*0,4161)=0,203 кг/кВт.ч

Удельный эффективный расход топлива:

, кг/кВт.ч (56)

ge=0,203/0,92=0,220 кг/кВт.ч

Достигнутые значения gе для тепловозных дизелей: 4-х тактные-0,2 - 0,225 кг/кВт.ч, Литровая мощность двигателя:

, кВт/л (57)

Nл=8871/(0,20096*8*1000)=5,5 кВт/л.

Для тепловозных дизелей соответственно: 4-х тактные NЛ?15, 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.

Эффективная мощность.

Nе

кВт

8871

2.

Угловая скорость коленчатого вала.

рад/с

115,13

3.

Размерность двигателя.

S/D

-

1,0

4.

Суммарный коэффициент избытка воздуха.

?

-

2,2

5.

Расход воздуха.

G

кг/с

1,371

6.

Давление наддува.

РS

МПа

0,154

7.

Мощность, потребляемая компрессором.

NК

кВт

1000

8.

Температура воздуха на выходе из компрессора.

Т2

К

334

9.

То же, на входе в дизель.

ТS

К

370

10.

Потери давления воздуха.

Р'S

МПа

0,1463

11.

Давление воздуха в начале сжатия.

Ра

МПа

0,147

12.

Температура воздуха в конце наполнения.

Та

К

390

13.

Масса рабочего тела в конце наполнения.

Мац

кг

17,5

14.

Коэффициент наполнения.

V

-

0,809

15.

Степень сжатия.

-

24,6

16.

Показатель политропы сжатия.

nc

-

1,34

17.

Давление воздуха в точке “С”.

РС

МПа

10,74

18.

Температура воздуха в точке “С”.

ТС

К

1159

19.

Давление газов в точке “z”.

РZ

МПа

13,962

20.

Температура газов в точке “z”.

ТZ

К

1751

21.

Давление газов в точке (В).

РВ

МПа

0,238

22.

Температура газов в точке (В).

ТВ

К

695

23.

Показатель политропы расширения.

np

-

1,300

24.

Температура газов перед турбиной.

Тт

К

626

25.

Мощность турбины.

NТ

кВт

1484

26.

КПД турбины.

Т

-

0,67

27.

Среднее индикаторное давление.

Рi

МПа

0,65

28.

Среднее эффективное давление.

Ре

МПа

0,602

29.

Индикаторный КПД.

i

-

0,4161

30.

Эффективный КПД.

е

-

0,3828

31.

Цикловая подача топлива.

gц

кг/цикл

0,0005

32.

Удельный индикаторный расход топлива.

gi

кг/цикл

0,203

33.

Эффективный расход топлива.

gе

кг/кВт.ч

0,220

34.

Литровая мощность.

Nл

кВт/л

5,5

Таблица 5.

Исходные данные для расчета индикаторной диаграммы.

№№

Наименование

Размерность

Обозначение

Величина

математическое

программное

1.

Газовая постоянная рабочего тела.

Дж/кг.К

RГ

286,5

2.

Температура воздуха в конце наполнения.

К

Та

390

3.

Масса рабочего тела в конце наполнения.

кг

Ма

17,5

4.

Объем камеры сгорания.

м3

Vс

0,00024

5.

Степень повышения давления.

-

?

1,3

6.

Степень предварительного расширения.

-

?

1,217

7.

Фаза закрытия впускного клапана.

град. (рад.)

а=4

28?

8.

Фаза открытия выпускного клапана.

град. (рад.)

в=1

59,5?

9.

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

-

?

0,04

10.

Площадь днища поршня.

м2

Fп

0,052

11.

Радиус кривошипа.

м

R

0,128

12.

Шаг интегрирования.

град. (рад.)

10

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

Определение сил и моментов, действующих в кривошипно-шатунном механизме (КШМ) двигателя, необходимо для расчета деталей на прочность, определения основных размеров подшипников, оценки уравновешенности, а также для сравнения его нагруженности с аналогичными серийно-вьшускаемыми двигателями.

Схема сил, действующих на детали КШМ двигателя приведена на рис.5. За время совершения полного рабочего цикла силы изменяются по величине и направлению в зависимости от угла поворота кривошипа коленчатого вала.

В данном проекте значения действующих сил определяются для ряда последовательных положений поршня в течение рабочего процесса при заданной угловой скорости коленчатого вала и номинальной мощности дизеля.

Расчет сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, ведется с использованием программы, разработанной студентом для построения индикаторной диаграммы. С этой целью в блок-схему программы (рис. 4.) вставляются дополнительные блоки с уравнениями сил, действующих в КШМ.

Рекомендуется следующий порядок расчета сил.

Задаются геометрическими размерами шатуна и радиуса кривошипно-шатунного механизма. Радиус кривошипа (R) коленчатого вала определяется по величине хода поршня (S).

Длину шатуна L определяют, выбирая отношение в пределах 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 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 (59)

где mпд - 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

mуд, кг/м2

Из легких сплавов

1000 ? 1200

Средней быстроходности

Составной

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 (dк), мм

(0,6?1,0)Dц

(0,85?1,1)Dц

Диаметр отверстия в коренной шейке (dок), мм

(0,45?0,6)dк

(0,45??,55)dк

Диаметр шатунной шейки (dш), мм

(0,6?0,85)Dц

(0,7?0,85)Dц

Диаметр отверстия в шатунной шейке (dош), мм

(0,45??,6)dш

(0,25??,3)dш

Длина коренной шейки (lк), мм

(0,5?0,7)dк

(0,3?0,48)dк

Длина шатунной шейки (lш), мм

(0,65?0,85)dш

(0,55??,75)dш

Толщина щек (вк), мм

(0,15??,4)Dц

(0,2??,35)Dц

Ширина щек (в), мм

(0,9?1,5)Dц

(0,8?1,7)Dц

Радиус галтели (r), мм

(0,05??,08)Dц

(0,06?0,07)Dц

Расстояние между осями цилиндров (i), мм

(1,35?1,8)Dц

(1,35?1,8)Dц

Выбранные размеры шеек коленчатого вала проверяют на величины допускаемых удельных давлений и окружных скоростей vср. Эти величины определяют условия работы подшипников и сроки их службы. При высоких удельных давлениях и окружных скоростях может происходить выдавливание масляного слоя, разрушение антифрикционного слоя подшипника и ускоренный износ шеек вала.

Максимальные удельные давления на подшипники рассчитываются:

для коренной шейки , Н/м2 ;

для шатунной шейки , Н/м2

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

g = 1,1 -?1,25 - для 4-х тактных двигателей;

g = 1,2 ??1,5 - для 2-х тактных двигателей;

РZ - 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 vср = 6,0 ? 10 м/с.

Литые коленчатые валы дизелей изготавливаются из высокопрочных чугунов с шаровидным графитом, модифицированные ферродобавками с временным сопротивлением на разрыв металла не менее 5,0 МПа. Применяются также жаропрочные чугуны с повышенными механическими свойствами. Например, чугуны марок ВЧ60-2 и ВЧ50-2 позволяют применять поверхностное азотирование. В любом случае необходимо помнить, что снизить нагрузку на подшипники шатунной шейки коленчатого вала можно двумя путями: увеличивая диаметр шейки, или ее длину.

5.2. Поршни

У современных форсированных тепловозных дизелей поршневая мощность достигает значений 55 кВт/ дм2 при Рz=12 - 14 МПа. Это приводит к существенному росту термических и механических нагрузок на поршни. Поэтому, как правило, поршни 2-х тактных, а также форсированных 4-х тактных дизелей выполняются охлаждаемыми.

Для изготовления поршней используют чугун, алюминиевые и магниевые сплавы, сталь. Чаще всего поршни изготавливают из чугуна и алюминиевых сплавов.

В зависимости от типа двигателя ориентировочно принимаются основные размеры поршня и составляется его эскиз. Для 4-х тактных дизелей “длинные” поршни (см. рис.11) принимаются при средней быстроходности и рядном расположении цилиндров. “Короткие” поршни (см. рис. 12) преимущественно применяются в высокооборотных дизелях с V-образным расположением цилиндров.

Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев и колец определяются из соотношений, представленных в табл. 8.

Таблица 8.

Параметры

Значения для дизелей

Диаметр поршня (DП), мм

П.п. 1.1. и 1.2.

Толщина днища поршня (?), мм:
охлаждаемого

неохлаждаемого

(0,08 -?0,2)Dц

(0,04 ??0,08)Dц

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

(1,0 -?3,0)?

Толщина цилиндрической стенки (m), мм

(0,05 ??0,08)Dц

Длина поршня (H), мм

(1,5 ??2,0)Dц

Расстояние от оси пальца до нижней кромки, мм

(0,8 ??1,2)Dц

Диаметр пальца (dП), мм

(0,35 ??0,5)Dц

Длина пальца (lП), мм:
закрепленного

плавающего

(0,88 ??0,93)Dц

(0,8 ??0,87)Dц

Диаметр внутреннего отверстия пальца (dПВ), мм

(0,4 -?0,7)dп

Число компрессионных колец

(5 -?7)

Толщина кольца (радиальная) (t), мм

(1,25 ??1,35)Dц

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 Кmax = 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 Кmax 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 lш 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 Fст = 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, dп

(0,4-0,45)D

(0,4-0,45)D

(0,4-0,45)D

Диаметр головки, dг

(1,5-1,7)dп

(1,4-1,5)dп

(1,4-1,5)dп

Диаметр шейки, dш

(0,6-0,8)D

(0,6-0,8)D

Толщина вкладыша Sв (?в для прицепного), мм

1 - 4

1 ? 4

(0,07-0,12)dп

Толщина вкладыша, Sм (?п для прицепного),

(0,02-0,03)D

(0,06-0,08)dп

Ширина шатуна, l1:
при двух болтах

при четырех болтах

(1,5 - 1,6)dш

(1,3 - 1,4)dш

(0,9-1,2)dп

Расстояние между шатунными болтами, l2:
при двух болтах

при четырех болтах

(1,2-1,25)dш

(1,13-1,2)dш

(1,15-1,2)dш

(1,15-1,2)dш

Ширина нижней головки, в (l2 для прицепного)

(0,8 - 1,5)dш

(0,7-0,9)dш

(0,7-0,9)dп

Толщина крышки, h1

(0,5-0,65)dш

(0,25-0,3)dш

Толщина нижней головки, h2

(0,55-0,65)dш

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

(0,85-0,9)dп

(0,85-0,9)dп

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

(0,6-0,8)D+

2(0,03-0,07)D

(0,6-0,8)D+

2(0,02-0,03)D

(0,6-0,8)D+

2(0,06-0,08)D

Наружная ширина прицепной проушины, в1, мм

в - 2мм

Внутренняя ширина прицепной проушины, в2

0,6.в1

5.4. Втулка цилиндра

Конструкция цилиндровых втулок некоторых тепловозных дизелей приведена на рис.16. Конструктивные соотношения в данных методических указаниях не рассматриваются.

6. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДИЗЕЛЯ

Построение векторной диаграммы производится для оценки величины и направления силы, действующей на шейку кривошипа при каждом его положении, а также ее максимального и среднего значений. У однорядного двигателя на шатунную шейку действуют тангенциальная сила Т, нормальная сила Z и центробежная сила СШВ от вращающейся массы шатуна (см. рис. 5).

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

, Н (66)

где МШВ - масса шатуна, участвующая во вращательном движении. Принимают МШВ = МП при простом КШМ и МШВ = 2.МП для главного шатуна при наличии прицепного шатуна V-образного двигателя.

Алгебраическая сумма нормальных сил, действующих на шейку Z' равна . Графически величину силы можно определить по кривой Z=f() (рис. 6, 7), сместив ось ординат на величину СШВ.

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).


Подобные документы

  • Выбор типа и расчёт основных параметров дизеля. Расчёт рабочего процесса дизеля и его технико-экономических показателей, сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме дизеля. Общие указания по разработке чертежа поперечного разреза дизеля и узла.

    методичка [147,1 K], добавлен 12.03.2009

  • Выбор и расчет основных параметров рабочего процесса и технико-экономических показателей дизеля. Построение индикаторной диаграммы. Расчёт основных деталей и сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме. Индивидуальная работа форсунки дизеля Д49.

    курсовая работа [1014,2 K], добавлен 23.11.2015

  • Особенности определения основных размеров двигателя, расчет параметров его рабочего цикла, сущность индикаторных и эффективных показателей. Построение расчетной индикаторной диаграммы. Расчет внешнего теплового баланса и динамический расчет двигателя.

    курсовая работа [184,3 K], добавлен 23.07.2013

  • Выбор и обоснование параметров, термогазодинамический расчёт двигателя. Температура газа перед турбиной. Коэффициенты полезного действия компрессора и турбины. Потери в элементах проточной части двигателя. Согласование параметров компрессора и турбины.

    курсовая работа [805,0 K], добавлен 10.02.2012

  • Тепловой расчёт двигателя. Определение основных размеров и удельных параметров двигателя. Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна. Расчет индикаторных параметров четырехтактного дизеля. Динамика и уравновешивание двигателя внутреннего сгорания.

    курсовая работа [396,0 K], добавлен 18.12.2015

  • Конструктивная схема двигателя АИ-24. Выбор температуры газа перед турбиной, степени повышения полного давления в компрессоре. Потери в элементах проточной части двигателя. Термогазодинамический расчет на ЭВМ. Согласование параметров компрессора, турбины.

    контрольная работа [355,4 K], добавлен 13.02.2012

  • Основные параметры рабочего процесса ТРДДФ и двигателя. Газодинамические расчеты узлов двигателя боевого самолета: вентилятора, компрессора высокого давления, турбины высокого давления. Энергетическая, кинематическая и геометрическая оценка его узлов.

    курсовая работа [980,7 K], добавлен 27.02.2012

  • Обоснование параметров, термогазодинамический расчет двигателя. Степень повышения давления в вентиляторе. Потери в элементах проточной части двигателя. Газодинамический расчет многоступенчатого осевого компрессора. Профилирование ступени компрессора.

    курсовая работа [3,6 M], добавлен 22.02.2012

  • Определение энергетических, кинематических и геометрических параметров двигателя, газодинамические расчеты его основных узлов. Профилирование ступени компрессора, коэффициенты полезного действия винта и редуктора. Расчёт и формирование облика двигателя.

    курсовая работа [7,3 M], добавлен 22.02.2012

  • Выбор и оценка конструктивных параметров двигателя. Оценка перспективности спроектированного тракторного дизеля. Выбор и обоснование головки цилиндра. Конструкции и системы двигателя. Методика расчёта рабочего процесса. Диаметр цилиндра и ход поршня.

    курсовая работа [178,4 K], добавлен 09.10.2010

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.