Улан-удэнский институт железнодорожного транспорта

Определение диаметра и числа цилиндров

Для данной работы более приемлемы данные

Выбираем:

D = 0,21 м; z = 16; S = 0,21; С_m = 8,5 м/с.

Проверка:

(6)

.

Уточненный ход поршня

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

Длина дизеля

, м (7)

где D- диаметр цилиндра, м;

К = Z - для рядных двигателей;

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

C = 1,0-2,5 м - линейный размер, зависящий от компоновки вспомогательного оборудования и агрегатов наддува двигателя.

Ширина двигателя

, м (8)

Здесь: S - ход поршня, м;

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

м.

Высота двигателя

, м (9)

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

м.

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.

Рисунок 3- Размещение оборудования на секциях тепловоза 2ТЭ116.

1 - пульт управления; 2 - отопительно вентиляционный агрегат; 3 - ручной тормоз; 4 - резисторы электрического тормоза; 5 - вентилятор централизованного воздухоснабжения; 6 - кассетывоздухоочистителя; 7 - блок осушки воздуха; 8 - глушитель; 9 - дизель-агрегат; 10 - топливный бак; 11 - стартер-генератор; 12 - вентилятор кузова; 13 - блок топливных аппаратов; 14 - котел подогрева; 15 - мотор-вентилятор холодильной камеры; 16 - секции холодильника; 17 - ящик аккумуляторной батареи.

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.

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

Расчет количества воздуха и давления наддува

Количество воздуха, необходимого для работы, зависит от мощности, выбранных ранее геометрических размеров цилиндров, качества газообмена и других, факторов.

Расход воздуха через двигатель определяется из соотношения:

, кг/с (10)

где B_т - расход топлива двигателем, кг/с;

суммарный коэффициент избытка воздуха;

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

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

, кг/с (11)

где N_е - эффективная мощность дизеля, кВт;

Н_и - теплотворная способность топлива, кДж/кг;

_е - эффективный КПД двигателя.

С учетом (9) получим:

(12)

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.

Величины L₀ и Н_и 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. (13)

где _к - коэффициент избытка продувочного воздуха.

Для 4-тактных двигателей принимают _к = 1,05-1,15;

для 2-хтактных при прямоточно-щелевой продувке - _к = 1,4-1,5, при прямоточно-клапанной - _к = 1,4 - 1,7 и при контурной продувке - _к = 2,1.

Количество воздуха в цилиндрах Gи давление наддува Р_Sсвязаны соотношением:

, МПа (14)

где _v- коэффициент наполнения, выбирается для 4-тактных ДВС в пределах 0,82-0,97, а для 2-х тактных - 0,85-0,95;

Т_S - температура наддувочного воздуха, К.

МПа

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

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

Выбор схемы наддува

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

Для четырехтактных тепловозных дизелей, как правило, применяют одну ступень сжатия воздуха в центробежном компрессоре, приводимом в работу от газовой турбины. Предельная величина давления в таком компрессоре составляет 0,35 МПа.

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

Мощность, потребляемая компрессором, определяется по формуле:

, Вт (15)

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

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

Р₀ - давление воздуха на входе в компрессор,

₀ - потери в воздухозаборных устройствам и фильтрах ₀ = 0,95-0,97;

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

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

кВт

.

Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

Температура воздуха на выходе из компрессора:

, К (16)

К

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

, К (17)

где _х - коэффициент эффективности охладителя;

Т_W- температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух.

Для водовоздушных охладителей _х находится в пределах 0,75 - 0,7, для воздуховоздушных охладителей величина может быть принята в пределах _х = 0,35 - 0,5.

К

Температура воды, охлаждающей на тепловозе наддувочный воздух, может приниматься равной 330К при нормальных наружных условиях (нормальные атмосферные условия: р₀ = 0,103 МПа, Т₀ = 293К).

Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе оцениваются приближенно:

, (18)

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

МПа

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

2.2 Процессы наполнения и сжатия

Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:

для 4-х тактных двигателей с наддувом:

Р_а = (0,90ч0,96)^.Р_S, (19)

Р_а = 0,96•0,2139 = 0,205 К

Температура воздуха в конце наполнения:

, К (20)

где Т_S - температура воздуха на входе в двигатель;

Т - приращение температуры воздуха в цилиндре;

Т_r - температура остаточных газов в цилиндре двигателя;

_r - коэффициент остаточных газов.

К

Величина:

, К (21)

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

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

К

Величины коэффициента остаточных газов и Т_r принимаются в пределах:

4-х тактные дизели c наддувом _r = 0.01 - 0.03, Т_r = 600-700 К;

Коэффициент наполнения _V определяется по формуле:

, (22)

где - степень сжатия;

G_д1 - коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндров двигателя G_д1 = 1,02ч1,07

Перед определением _V необходимо выбрать величину степени сжатия .

При выборе учитывают максимально-допустимое давление сгорания в двигателе [Р_Z]_maх. Выбранная величина степени сжатия не должна превышать значения:

, (23)

где л - степень повышения давления при сгорании;

n₁ - среднее значение показателя политропы сжатия.

Принимаю е = 13

Допустимое давление сгорания [Р_Z]_maх в современных дизелях находится в пределах 12-14 МПа и зависит от выбранной конструкции двигателя.

Степень повышения давления л и степень сжатиявыбираются так, чтобы величина л 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 1,34ч1,36.

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

, м³ (24)

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

л -отношение радиуса кривошипа к длине шатуна

принимается (0,2-0,25);

_а - фаза запаздывания закрытия впускного органа определяется исходя из типа рассчитываемого двигателя и может соответствовать фазе _а уже существующих тепловозных двигателей (смотрите таблицу 2).

Таблица 2

Фаза запаздывания тепловозных двигателей

м³

Определяем объем сжатия:

, м³ (25)

, м³

Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:

, кг (26)

где Р_S^` - давление наддувочного воздуха в МПа.

кг

Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:

, кг (27)

кг

Давление воздуха в конце сжатия:

, МПа (28)

МПа

Температура воздуха в конце сжатия:

, К (29)

К

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

Процесс сгорания

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры Т_Z и давления Р_Z рабочего тела в точке расчетной индикаторной диаграммы и степени предварительного расширения с.

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 воздухаб 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 б = 1,8-2,2, для двигателей без наддува - б = 1,7-2,0.

Определяем цикловую подачу топлива:

, кг/цикл (30)

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”;

mC_V' - средняя молярная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме, кДж/моль^.К;

mC_Р' - средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении в точке “z”, кДж/моль^.К;

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

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

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

К

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

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

Определяют коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:

(32)

Выбирают значение коэффициента использования теплоты в пределах:

для дизелей средней быстроходности = 0,75ч0,85;

для быстроходных дизелей = 0,8ч0,9.

Выбирают коэффициент выделения теплоты Х_Z в конце "видимого" сгорания

Для быстроходных дизелей Х_Z = 0,75-0,85.

Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:

(33)

Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:

(34)

Выбирают значение степени повышения давления при сгорании от которой зависят экономичность дизеля, его динамические характеристики и весовые показатели. В существующих конструкциях дизелей л колеблется в пределах 1,2ч2,2. Для дизелей с наддувом с целью обеспечения минимальных удельных эффективных расходов топлива целесообразно на расчетном режиме вести рабочий процесс при л = 1,3ч 1,8. Необходимо учитывать, что получившаяся максимальная величина давления сгорания Р_Z не должна превосходить Р_Z = 12 ч 14 МПа, так как при более высоких значениях Р_Z возрастает вес дизеля и деталей кривошипно-шатунного механизма.

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

(35)

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

(36)

где mC_V^чпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;

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

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

(37)

Учитывая, что: , из выражения (36) в точке“z” получим значение mC''_РZ:

(38)

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

Температура Т_Z находится в пределах 1750 - 1950 К.

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

Максимальное давление сгорания Р_Z и степень предварительного расширения с определяют из соотношений:

(39)

(40)

Процесс расширения

По углу открытия выпускных органов газораспределения_В определяют объем рабочего тела V_Вв точке “в”:

(41)

Таблица 3

Угол открытия выпускных органов газораспределения

Степень последующего расширения определяют из соотношения

(42)

Для определения температуры рабочего тела в конце расширения (точка “в” расчетной индикаторной диаграммы) используют уравнения:

(43)

где n₂ - среднее значение показателя политропы расширения, и уравнение теплового баланса процесса расширения с учетом тепловыделения от догорания топлива на линии расширения:

(44)

n₂ =

К,

Обычно для тепловозных дизелей величины n₂ = 1,21ч1.3, Т_В = 900 ч1200К.

Давление в конце расширения определяют по формуле:

(45)

МПа

У современных тепловозных дизелей давление в конце расширения достигает величины Р_В = 0,5 ч 1,0 МПа.

Температура Т_В не должна превышать 1200К во избежание значительного перегрева выпускных клапанов, головок поршней и пригорания поршневых колец.

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:

(46)

где G; G -суммарный и теоретический расход воздуха;

Т_СМ, Т_S; Т_В - температуры смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в”:

mC_РСМ; mC_РS и mC_РВ - молярные теплоемкости смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в” (берутся из курса теплотехники).

Принимая mC_РВ = mС_РСМ , получим

(47)

К

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

(48)

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 320-360К. Для неохлаждаемого коллектора значение Т'_W принимается равной температуре воздуха в кузове тепловоза.

Мощность турбины зависит от расхода смеси G_Z, температуры смеси Т_СМ на входе в турбину, перепада давлений в турбине р_Т и КПД _Т. Для обеспечения продувки двигателя перепад давлений по двигателю для 4-тактных дизелей не должен быть ниже , (где Р_Т - давление газов перед турбиной).

Тогда:

(49)

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

Мощность турбины:

(50)

где К_Г - показатель адиабаты выпускных газов К_Г = 1,32ч1,35;

кВт

Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требуемый КПД турбины:

(51)

где N_К подсчитана по формуле (15).

Полученные величины требуемого КПД не должны быть выше значений, реально достигаемых в настоящее время _Т = 0,8-0,85

Если требуемый КПД турбины будет выше, это значит, что выбранная схема воздухоснабжения и температура рабочего тела на выходе из дизеля Т_В не обеспечивают получения заданного давления наддува. Необходимо снизить величину за счет увеличения проходных сечений при газообмене.

Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

Величина среднего индикаторного давления:

,Па (52)

Па

Для 4-х тактных дизелей = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают _П = 0,94-0,96. Для 2-х тактных дизелей при прямоточно-щелевой продувке = 1,0, а при прямоточно-клапанной - 0,97-0,99. Принимая по опытным данным значение механического КПД _М в пределах:

для 4-х тактных дизелей: без наддува 0,75-0,8;

с наддувом 0,8-0,92 определяют среднее эффективное давление:

, Па (53)

Па

Эффективная мощность дизеля определяется по формуле:

, кВт (54)

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:

(55)

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

Эффективный КПД дизеля:

(56)

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

Удельный индикаторный расход топлива:

, кг/кВт^.ч (57)

кг/кВт^.ч

Удельный эффективный расход топлива:

, кг/кВт^.ч (58)

кг/кВт^.ч

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

Литровая мощность двигателя:

, кВт/л (59)

кВт/л

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

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

Таблица 4

Результаты расчетов

3. Расчет и построение индикаторной диаграммы

индикаторный кривошипный шатунный дизель

Таблица 5

Исходные данные для расчета индикаторной диаграммы

Таблица 6

Результаты расчета индикаторной диаграммы

По полученным данным строим индикаторную диаграмму (приложение 1).

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.

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 0,2ч 0,3. Меньшие значения относятся к двигателям средней быстроходности л = 0,2-0,25, а большие значения л = 0,25-0,3 - к быстроходным.

В двухтактных двигателях с противоположно-движущимися поршнями (ПДП) величина л может быть уменьшена до 0,18.

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

,Н (60)

где F_П - площадь поршня, м²;

Р_ц, Р₀- давление рабочего тела в цилиндре и барометрическое давление, Па.

Силы инерции поступательно-движущихся масс поршня и шатуна вдоль оси цилиндра определяются по формуле:

, Н (61)

где m_пд- масса поступательно-движущихся частей, кг;

а - ускорение поршня, м/с²;

- угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с.

В соответствии с условиями работы и характеристикой дизеля выбираем материал поршня и по таблице 7 удельную величину массы поступательно-движущихся частей КШМ.

Таблица 7

Удельная величина массы поступательно-движущихся частей КШМ

Соответственно масса поступательно-движущихся частей КШМ будет:

, кг (62)

кг

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

, Н (63)

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

, Н (64)

Аналогичным образом находятся силы:

, Н (65)

, Н (66)

и сила, действующая по кривошипу:

, Н (67)

Для расчета сил по формулам (58-) 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.

Таблица 8

Результаты расчетов на ЭВМ

Рисунок 4 - График зависимость изменения сил Р_изб, Р_j, P_У от угла поворота коленчатого вала

Рисунок 5 - График зависимость изменения сил К и N от угла поворота коленчатого вала

Рисунок 6 - График зависимость изменения сил T и Z от угла поворота коленчатого вала

5. Приближенный расчет основных деталей КШМ дизеля

Основные размеры коленчатого вала, поршня и шатуна определяются по условиям достаточной прочности и долговечности.

Коленчатый вал

Коленчатые валы тепловозных дизелей выполняют стальными (коваными или штампованными) или чугунными (литыми). 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.

Таблица 9

Размер стальных коленчатых валов

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

Максимальные удельные давления на подшипники рассчитываются:

, Н/м² (69)

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

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

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

К'_max = (10ч20) МПа - для высокооборотных и средней оборотности двигателей;

Для коренной шейки

МПа

Для шатунной шейки

МПа

Средние окружные скорости скольжения шеек:

,м/с (70)

Для коренной шейки:

,м/с

Для шатунной шейки:

где d - диаметр коренной и шатунной шейки, м.

Для тепловозных дизелей v_ср = 6,0 ч 10м/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.

Поршни

У современных форсированных тепловозных дизелей поршневая мощность достигает значений 55 кВт/дм² при Р_z = 12-14 МПа. Это приводит к существенному росту термических и механических нагрузок на поршни. Поэтому, как правило, поршни 2-тактных, а также форсированных 4-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-тактных дизелей “длинные” поршни принимаются при средней быстроходности и рядном расположении цилиндров. “Короткие” поршни преимущественно применяются в высокооборотных дизелях с V-образным расположением цилиндров.

Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев и колец определяются из соотношений, представленных в таблице 10.

Таблица 10

Размер поршней, поршней пальцев и колец

Высота поршня Н проверяется по удельному давлению на стенку поршня:

(71)

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

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

Для чугунных неохлаждаемых поршней К_max = 0,35ч0,45, МПа, для чугунных охлаждаемых - 0,55 ч0,65, а для алюминиевых - 0,8ч1,0, МПа. Для некоторых форсированных дизелей значение К_max может быть повышено до 1,1 МПа.

МПа

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 выбирается конструкция шатуна и принимаются его ориентировочные размеры. При этом расчёт выполняется при выбранном значении - (отношение радиуса кривошипа R, к длине шатуна L), связанного с величиной силы N и габаритными размерами двигателя.

Ориентировочная длина втулки верхней головки шатуна l_ш рассчитывается из соотношения:

для закреплённого в бобышках поршневого пальца:

, м (72)

для плавающего поршневого пальца:

, м (73)

, м;

Проверочный расчёт на прочность производился, как правило, для стержня шатуна из условия деформации его от действия максимальной величины силы К:

, МПа (74)

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

[_сж] -80 - 120 МПа - для углеродистых сталей и

[_сж] - 120 - 180 МПа - для легированных сталей.

МПа.

Ориентировочные размеры шатунов определяются из соотношений, представленных в таблице 11.

Таблица 11

Размеры шатунов

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 силаТ, нормальная силаZ и центробежная сила С_ШВ от вращающейся массы шатуна.

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

, Н (75)

Н

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

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

В V-образном двигателе на шатунную шейку действует алгебраическая сумма сил Т и Z' правого и левого цилиндров. Для упрощения расчета этих сил приняты допущения:

- индикаторные диаграммы в правом и левом цилиндрах идентичны, а поршни цилиндров соединяются с шатунной шейкой с помощью вильчатых или смещенных шатунов.