Розрахунок параметрів робочого процесу і вибір елементів належать конструкції тепловозного двигуна

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

МІНІСТЕРСТВО ТРАНСПОРТУ РОСІЙСЬКОЇ
ФЕДЕРАЦІЇ
МОСКОВСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ УНІВЕРСИТЕТ шляхів сполучення (МІІТ)

Кафедра "Локомотиви і локомотивне господарство"

РОЗРАХУНОК ПАРАМЕТРІВ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ І ВИБІР ЕЛЕМЕНТІВ КОНСТРУКЦІЇ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ
Виконав: студент гр.ТЛТ-451 Меркулов П.М.
Прийняв: професор Васильєв В.М.
Москва - 2008 р.

ЗМІСТ
ЗАВДАННЯ НА ПРОЕКТУВАННЯ
1. ВИБІР ТИПУ ТА РОЗРАХУНОК ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ ДИЗЕЛЯ
Довжина дизеля
Ширина двигуна
Висота двигуна.
2. РОЗРАХУНОК РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ДИЗЕЛЯ І ЙОГО ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНИХ ПОКАЗНИКІВ
2.1. Розрахунок кількості повітря, необхідного для реалізації заданої потужності, вибір схеми наддуву і визначення потужності компресора
2.1.1. Розрахунок кількості повітря і тиску наддуву.
2.1.3. Розрахунок параметрів робочого тіла на вході в циліндри
2.2. Процеси наповнення і стиснення
2.3. Процес згоряння
2.4. Процес розширення.
2.5. Визначення температури газів, на вході в турбіну і балансу потужностей компресора і турбіни
2.6. Техніко-економічні показники проектованого дизеля
4. РОЗРАХУНОК СИЛ, ДІЮЧИХ У Кривошипно-шатунний механізм ДИЗЕЛЯ
5. Наближений розрахунок ОСНОВНИХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ
5.1. Колінчастий вал
5.2. Поршні.
5.3. Шатун
6. РОЗРАХУНОК І ПОБУДОВА ВЕКТОРНОЇ ДІАГРАМИ СИЛ, ДІЮТЬ НА шатунной шийки колінчатого валу ДИЗЕЛЯ.
7. Індивідуальне завдання: Масляні фільтри тонкого очищення масла
БІБЛІОГРАФІЯ.

1. ВИБІР ТИПУ ТА РОЗРАХУНОК ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ ДИЗЕЛЯ
1.1. Потужність N е, кутова швидкість обертання колінчастого валу w, тактность t і, умови роботи дизеля задаються консультантом проекту. У процесі проектування, за погодженням з консультантом при наявності відповідних обгрунтувань задані величини можуть бути відкоректовані.
Ефективна потужність дизеля крім кутовий швидкості і тактності залежить від величин середнього ефективного тиску Р а, реалізованого при даному режимі роботи, робочого об'єму циліндра V h і числа циліндрів Z. При проектуванні дизелів величини, що визначають їх ефективну потужність, вибираються з урахуванням досвіду експлуатації вусі побудованих двигунів, а також вагових і габаритних обмежень, висунутих специфічними умовами роботи проектованого двигуна.
Потужність двигуна визначається співвідношенням:
, КВт
де Р е - середнє ефективне тиск, Па;
w - кутова швидкість обертання колінчастого валу, рад / с;
Z - число циліндрів;
V h - робочий об'єм циліндрів, м 3;
t - коефіцієнт тактності.
Pe = 0,7-1,2 мПа = 0,7 мПа.
Кутова швидкість дорівнює w = π * ng/30 = 115,13 рад / с.
Робочий об'єм циліндра визначається зі співвідношення:
, М 3
V h = 3,14 * 0,256 2 * 0,256 / 4 = 0,20096 (м 3)
де D - діаметр поршня, м;
S - хід поршня, м.
Тоді:
, КВт. (1)
Коефіцієнт тактності приймається рівним двом для 2-х тактних і чотирьом - для 4-х тактних двигунів.
Середнє ефективне тиск і середня швидкість поршня вибираються на підставі досвіду конструювання, доводки та експлуатації існуючих двигунів.
Залежно від заданої потужності попередньо вибирається величина середнього ефективного тиску по рис.1.
Середня швидкість поршня C m є параметром, що визначає ступінь швидкохідності і довговічності дизеля. Для виконаних тепловозних двигунів середні швидкості поршня мають значення:
- Для 4-х тактних дизелів C m = 7,4 - 10,5 м / с;
Двигуни з високими значеннями C m характеризуються меншими габаритами і масою. Для їх виготовлення застосовуються матеріали підвищеної якості та зносостійкості, підвищується клас точності виготовлення дизелів, в процесі експлуатації для мастила використовуються високоякісні сорти масел з присадками з тим, щоб зберегти моторесурс на необхідному рівні. Тому по можливості вибирають меншу швидкість поршня.
Швидкість поршня визначається зі співвідношення:
, М / с (2)
З урахуванням (2) ефективна потужність визначається:
, КВт (3)
Число циліндрів в тепловозних дизелях в залежності від загальної потужності, розмірів циліндра і тактності коливається від 6 до 24 для 4-х тактних і 10 -  16 для 2-х тактних.
У 4-х тактних двигунів, виходячи з умов урівноваження і необхідної рівномірності крутного моменту, застосовують парне число циліндрів (6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20 і 24). При числі циліндрів від 6 до 8 зазвичай застосовує рядне розташування. При числі циліндрів більше 8 переходять до V - образному їх розташуванню.
Діаметри циліндрів побудованих тепловозних дизелів змінюються в межах:
- D = 0,170 - 0,300 м для 4-х тактних дизелів з нероздільної камерою згоряння;
При великих діаметрах циліндрів мають місце висока теп-лонапряженность, значна маса деталей кривошипно-шатунного механізму і поршня внаслідок високих навантажень.
Діаметр циліндра вибирається наближено відповідно до рис. 2 і повинен відповідати нормальному ряду діаметрів:
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.
Відношення ходу поршня S до діаметру D циліндра для тепловозних дизелів знаходиться в межах:
- S / D = 1,0 - 1,3 для 4-х тактних дизелів; S / D = 1,0
У двигунах середньої швидкохідності рекомендується збільшені відносини S / D, тому що за інших рівних умовах з збільшенням S / D зменшується діаметр циліндра, навантаження на деталі кривошипно-шатунного механізму, збільшується висота камери згоряння, що веде до поліпшення процесу згоряння, але при цьому збільшується висота двигуна.
Для швидкохідних дизелів доцільно знижувати величину S / D для зменшення середньої швидкості поршня і висоти двигуна. Проте зі зниженням S / D погіршуються умови протікання процесів сумішоутворення.

1.2. Визначення основних розмірів циліндра двигуна і кількості циліндрів рекомендується проводити в наступному порядку:
Відповідно до рекомендацій викладеними в п.1.1, вибирають орієнтовну величину середнього ефективного тиску Р е.
Задаються трьома-чотирма значеннями середньої швидкості поршня C mi в діапазоні значень, рекомендованих до п. 1.1, з інтервалом 0,5 м / с.
Для кількох значень відносини (S / D) j визначають діаметри циліндрів, що відповідають вибраним значенням середньої швидкості поршня і заданої кутової швидкості колінчастого вала:
, М (4)
Для кожного обчисленого значення діаметра циліндра за формулою (3) визначають число циліндрів проектованого двигуна. Отримані значення діаметрів і чисел циліндрів зводять в табл. 1.
За табл.1 вибирають число циліндрів, відповідне рекомендаціям п.1.1. Діаметр циліндра, що відповідає обраному кількістю циліндрів, округлюють до найближчого значення з ряду нормальних діаметрів і уточнюють середню швидкість поршня по співвідношенню (2).
Ставлення S / D не повинно виходити за рекомендовані межі.
1.3. За отриманими геометричним параметрам проектованого дизеля D, S, Z визначають його основні габаритні розміри.

Довжина дизеля

, М (5)
де D - діаметр циліндра, м;
К = Z - для рядних двигунів;
K = 0,5 Z - для V-образних двигунів;
C = 1,5 м - лінійний розмір, що залежить від компонування допоміжного обладнання та агрегатів наддуву двигуна.
L = 1,16 * 0,256 * 4 +1,5 = 2,69 (м)

Таблиця 1
Діаметри і числа циліндрів проектованого двигуна.
Значення (С mi)
Значення (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 двигуна

, М (6)

B = 7 * 0,256 = 1,79 (м)

Висота двигуна

, М (7)
H = 6 * 0,256 = 1,53 (м)
де а = 6,0 - 8,0 - для рядних двигунів;
5,0  7,0 - для V - подібних двигунів;
10   13,0 - для 2-х тактних двигунів з протилежно-рухомими поршнями.
Після визначення габаритних розмірів дизеля проводять перевірку його розміщення в кузові тепловоза.
Перевіряють наявність необхідної ширини проходів по обидві сторони від дизеля. Від зовнішнього контуру дизеля до бічних стінок кузова тепловоза повинно бути 0,7 м на висоті грудей людини (на відстані від настилу 1,5 м), що забезпечує нормальне і безпечне обслуговування дизеля.
В окремих виняткових випадках допускається місцеве звуження проходу до 0,5 м.
Ескіз установки дизеля на тепловозі виконується в масштабі 1:20 і додається до записці.

2. РОЗРАХУНОК РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ДИЗЕЛЯ І ЙОГО ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНИХ ПОКАЗНИКІВ
Метою розрахунку робочого процесу дизеля є визначення параметрів, необхідних для реалізації заданої потужності при заданій кутовий швидкості колінчастого валу і вибраних геометричних розмірах циліндра.
2.1. Розрахунок кількості повітря, необхідного для реалізації заданої потужності, вибір схеми наддуву і визначення потужності компресора
2.1.1. Розрахунок кількості повітря і тиску наддуву.
Кількість повітря, необхідного для роботи, залежить від потужності, вибраних раніше (див. п.1) геометричних розмірів циліндрів, якості газообміну та інших, чинників.
Витрата повітря через двигун визначається зі співвідношення:
, Кг / с (8)
де в т - витрата палива двигуном, кг / с;
S  - сумарний коефіцієнт надлишку повітря;
L 0 `- співвідношення між кількістю повітря і палива при повному згорянні палива ( = 1).
Витрата палива У т залежить від потужності, ККД двигуна і якості палива:
, Кг / с (9)
де N е - ефективна потужність дизеля, кВт;
Н і - теплотворна здатність палива, кДж / кг;
h е - ефективний ККД двигуна.
B т = 650/42500 * 0,40 = 0,038 кг / с.
З урахуванням (9) отримаємо:
(10)
Величини S і h е попередньо вибираються за довідковими даними. Зазвичай для 4-х тактних тепловозних дизелів характерноS  2,1 - 2,6 h е = 0,40-0,43, а для 2-х тактних відповідно -  S  2,5 -  2,9 і h е = 0,34 - 0,38
Величини L 0 ` і Н і приймаються рівними 14,35 і 42500 кДж / кг.
G S = (2, 5 * 14, 35 х 650) / 17 000 = 1,371 кг / с
Під час продування частина повітря втрачається, тому в процесі згоряння буде брати участь менша кількість повітря:
, Кг / с. (11)
де j к - коефіцієнт надлишку продувного повітря.
Для 4-х тактних двигунів беруть j к = 1,05 - 1,15;
для 2-х тактних при прямоточно-щілинний продувці - j к = 1,4 - 1,5, при прямоточно-клапанної - j к = 1,4 - 1,7 і при контурній продувці - j к = 2,1.
G = 1,371 * 1,1 -1 = 1,246 кг / с.
Кількість повітря в циліндрах G і тиск наддуву Р S зв'язані співвідношенням:
, МПа (12)
де h v - Коефіцієнт наповнення, вибирається для 4-х тактних ДВС в межах 0,96, а для 2-х тактних - 0,85 - 0,95;
Т S - температура наддувочного повітря, К.
Якщо вважати, що в умовах тепловоза не вдається охолоджувати наддувочне повітря нижче 340 - 350 К, то можна прийняти, що температура заряду в циліндрах знаходиться в межах Т S = 370 - 400 К.
R В - газова стала повітря, R В = 287 Дж / ​​кг. К.
P s = (400 * 287 * 4 ​​* 1,246 * 4) / (0,256 * 0,065536 * 8 * 115,13 * 0,96) * 10 -6 = 0,154 (МПа)
2.1.2. Вибір схеми наддуву.
За знайденою величиною тиску наддуву слід обрати та обгрунтувати схему повітропостачання дизеля.
Для чотиритактних тепловозних дизелів, як правило, застосовують один ступінь стиснення повітря у відцентровому компресорі, що наводиться в роботу від газової турбіни. Потужність, споживана компресором, визначається за формулою:
, Вт (13)
де Т 1 - температура повітря на вході в компресор, К;
- Ступінь підвищення тиску в компресорі (для компресора низького тиску  1,9, середнього тиску - 1,9 - 2,5 і високого тиску - 2,5 - 4,0);
π к = 0,154 / 0,103 = 1,495
Р 0 - тиск повітря на вході в компресор ,
x 0 - втрати в повітрозабірних пристроїв і фільтрах x 0 = 6,95 - 0,97;
h К - коефіцієнт корисної дії компресора (приймається рівним 0,75 - 0.81);
к - показник адіабати стиснення (к = 1,4). Расчитаем потужність компрессора.Возьмем T 1 = 293 K.
N КНД = 1,371 * 287 * (1,4 / 1,4-1) * 293 * 1,272 * 1,28 = 656979 (Вт)
2.1.3. Розрахунок параметрів робочого тіла на вході в циліндри
Температура повітря на виході з компресора:
, До (14)
T 2 = 293 * ((1 + (1,11-1 / 0,78-1)) = 334,02 K.
Якщо в обраній схемі передбачений охолоджувач, то температура після охолоджувача на вході в дизель визначається співвідношенням:
, До (15)
T s = 334-0,4 (334-293) = 317,6 K.
де h х - коефіцієнт ефективності охолоджувача;
Т W - Температура теплоносія, що охолоджує наддувочне повітря.
Для водоповітряних охолоджувачів h х знаходиться в межах 0,75 - 0,7, для воздуховоздушного охолоджувачів величина може бути прийнята в межах h х = 0,35 - 0,5.
Температура води, що охолоджує на тепловозі наддувочне повітря, може прийматися рівною 330 До при нормальних зовнішніх умовах (нормальні атмосферні умови: р 0 = 0,103 МПа, Т 0 = 293 К).
У разі застосування воздуховоздушного охолоджувача температура Т W приймається рівною Т 0 = 293 К.
Втрати тиску повітря по тракту і в повітроохолоджувачі оцінюються приблизно:
, (16)
де x S - коефіцієнт втрат; вибирається в межах 0,92 - 0,95.
P s 1 = 0,95 * 0,154 = 0,1463 Мпа.
2.2. Процеси наповнення і стиснення
Тиск свіжого заряду в кінці наповнення визначається за формулами:
· Для 4-х тактних двигунів з наддувом:
Р а = (0,90  0,96). Р S , (21)
P a = 0,96 * 0,154 = 0,147 МПа.
Температура повітря в кінці наповнення:
, До (23)
де Т S - температура повітря на вході в двигун;
DТ - приріст температури повітря в циліндрі;
Т r - температура залишкових газів у циліндрі двигуна;
g r - коефіцієнт залишкових газів.
T a = 370 +15 +0,02 * 650 / (1 ​​+0,02) = 390 K.
Розмiр:
, До (24)
де DТ кин - підвищення температури свіжої заряду за рахунок перетворення кінетичної енергії в теплову (DТ кін = 7 К);
m - підвищення температури повітряного заряду за рахунок підігріву від стінок циліндра (DТ m = 8 К).
Величини коефіцієнта залишкових газів і Т r приймаються в межах:
· 4-х тактний дизелі c наддувом g r = 0,02, Т r = 650 К; ΔT = 15 K.
Коефіцієнт наповнення h V визначається за формулою:
, (25)
де e - ступінь стиснення;
G д1 - коефіцієнт, що враховує до зарядку циліндрів двигуна G д1 = 1,02  1,07.
Перед визначенням h V необхідно вибрати величину ступеня стиску e.
При виборі e враховують максимально-допустимий тиск згорання в двигуні [Р Z] ma х. Обрана величина ступеня стиснення не повинна перевищувати значення:
, (26)
де  - ступінь підвищення тиску при згорянні;
n 1 - середнє значення показника політропи стиснення.
Допустимий тиск згоряння [Р Z] ma х в сучасних дизелях знаходиться в межах 12 - 14 МПа і залежить від вибраної конструкції двигуна.
Ступінь підвищення тиску і ступінь стиснення e вибираються так, щоб величина знаходилася в межах 1,3 - 1,8, а величина e в межах, зазначених на рис. 2.
Показник політропи стиснення n 1 у сучасних двигунах залежить від конструкції системи охолодження і втрат тепла в циліндрі при стисканні. Величина n 1 вибирається в межах 1,34  1,36. Приймемо n 1 = 1,34.
ε = (14 / 1,3 * 0,147) 1 / 1, 34 = 24,6
η v = 24,6 * 1,02 * 0,147 * 317,6 * 1 / (24,6-1) (1 +0,02) * 0,154 * 390,19 = 0,809
Визначаємо дійсний робочий об'єм циліндра V h момент закриття впускного органу газорозподілу (фаза j а):
, М 3
де R - радіус кривошипа дорівнює значенню S / 2, 0,128 м.
 - відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна приймається 0,3-Д 49.
j а - фаза запізнювання закриття впускного органу визначається виходячи з типу розраховується двигуна і може відповідати фазі j а вже існуючих тепловозних двигунів (див. табл.2.).
Таблиця 2.
Дизель
ПД1М
K6S310DR
У 1 Д 6
1 Д 12-400
1Д12Н-500
М756
Д70
Д49
Фаза j а, 0 ПКВ
35
35
48
48
50
56
46
28
фаза j а = 28 ˚ F п = 3,14 * 0,256 2 / 4 = 0,052
V  'h = 0,128 ((1-0,4716) +1,3 / 4 * (1 +0,0927)) * 0,052 = 0,0057 (м 2)
Визначаємо обсяг стиснення:
, М 3
V c = 0, 0057 / (24,6-1) = 0,00024 м 3
Кількість свіжого заряду в циліндрі наприкінці наповнення:
, Кг (27)
де Р S `- тиск наддувочного повітря в МПа.
M = (0,1463 * 0,0057 * 0,809 * 10 6) / (287 * 370) = 0,0063 (кг)
Маса робочого тіла в циліндрі наприкінці наповнення:
, Кг
М ац = ((0,0057 +0,00024) * 0,147 / (0,128 * 390)) * 10 6 = 17,5 кг.
Тиск повітря в кінці стиснення:
, МПа (28)
P c = 0,147 * 24,6 1,34 = 10,74 МПа.
Температура повітря в кінці стиснення:
, До (29)
T з = 390 * 24,6 0,34 = 1159 K.
За умовою можливості надійного самозаймання палива значення температури Т С повинно бути не менше 750 К. Умова самозаймання виконується.
2.3. Процес згоряння
Метою розрахунку процесу згоряння є визначення температури Т Z і тиску Р Z робочого тіла в точці розрахункової індикаторної діаграми і ступеня попереднього розширення .
При розрахунках робочого циклу ваговій складу дизельного палива за хімічними елементами приймається:
вуглецю С = 0,86, водню Н = 0,13 і кисню О = 0,1.
Коефіцієнт надлишку повітря безпосередньо впливає на якість процесу згоряння палива, а, отже, і на величину індикаторного ККД двигуна. Для дизелів з наддувом при певних значеннях коефіцієнта надлишку повітря питома витрата палива досягає мінімального значення.
Орієнтовно можна приймати, що розрахункова величина коефіцієнта надлишку повітря знаходиться в межах для комбінованих двигунів
 = 2,2,
Визначаємо циклову подачу палива:
, Кг / цикл (30)
ġ ц = 0,0063 / 2,2 * 14,35 = 0,0001 кг / цикл
Циклова подача сучасних тепловозних двигунів знаходиться в межах 0,305 - 1,46 г / цикл. Для визначення температури газів в кінці "видимого" згоряння палива точка "z" розрахункової індикаторної діаграми використовують рівняння згоряння:
, (31)
де x Z - коефіцієнт використання теплоти в точці "z";
mC V '- середня молярна теплоємність свіжого заряду при постійному обсязі, кДж / моль. К;
mC Р '- середня молярна теплоємність продуктів згоряння при постійному тиску в точці "z", кДж / моль. К;
Z - розрахунковий коефіцієнт молекулярного зміни в точці "z";
Т Z - температура робочого тіла в точці "z", К;
L 0 - кількість кіломолей повітря, необхідне для згоряння I кг палива при к = 1 (L 0 = 0,486).
Так як величини теплоємностей наближено є лінійними функціями температури, то рівняння (31) є квадратним щодо Т Z.
Рекомендується наступний порядок визначення величин, що входять в рівняння (31).
2.3.1. Визначають коефіцієнт молекулярного зміни при повному згорянні:
, (32)
β = 1 + ((8 * 0,13 +0,1) / 32 * 2,2 * 0,468) * 0,980392156 = 1,054
2.3.2. Вибирають значення коефіцієнта використання теплоти в межах:
· Для дизелів середньої швидкохідності x = 0,75 - 0,85;
· Для швидкохідних дизелів x = 0,8  0,9.
2.3.3. Вибирають коефіцієнт виділення теплоти Х Z в кінці "видимого" згоряння. Для двигунів середньої швидкохідності можна прийняти Х Z = 0,65 - 0,9; для швидкохідних дизелів Х Z = 0,75 - 0,85.
2.3.4. Підраховують коефіцієнт використання теплоти в точці Z:
, (33)
ξ z = 0,8 * 0,9 = 0,72
2.3.5. Коефіцієнт молекулярного зміни в точці Z:
, (34)
β z = (((1,054-1) * 0,9) / (1 ​​+0,02)) +1 = 1,04764
2.3.6. Вибирають значення ступеня підвищення тиску при згорянні , від якої залежать економічність дизеля, його динамічні характеристики і вагові показники. В існуючих конструкціях дизелів коливається в межах 1,2 - 2,2. Для дизелів з наддувом з метою забезпечення мінімальних питомих ефективних витрат палива доцільно на розрахунковому режимі вести робочий процес при  = 1,3 - 1,8. Необхідно враховувати, що вийшла, максимальна величина тиску згоряння Р Z не повинна перевищувати Р Z = 12 - 14 МПа, тому що при більш високих значеннях Р Z зростає вага дизеля і деталей кривошипно-шатунного механізму.
2.3.7. Для визначення значень середніх молярних теплоємностей свіжого заряду повітря mC V 'може бути використане наближене співвідношення:
, (35)
mC 'v = 18,576 +0,0025 * 1159 = 21,473
2.3.8. Визначення значень середньої мольної теплоємності продуктів згоряння здійснюється з урахуванням теплоємностей суміші чистого повітря і чистих продуктів згоряння (ЧПС):
, (35)
mC''v = (21,473 (2,2-0,9) +25,966 * 0,9) / 2,2 = 23,311
де mC V ЧПС - мольна теплоємність чистих продуктів згоряння;
(-х) - частка чистого повітря в продуктах згорання;
х - частка чистих продуктів згоряння, чисельно рівна коефіцієнту виділення тепла:
, (37)
mC ЧПС v = 19,487 +0,0036 * 1800 = 25,966
2.3.9. Враховуючи, що:
mC''p = 8,312 +23,311 = 31,623
з виразу (36) в точці "z" одержимо значення mC''Р Z:
, (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
Переймаючись в першому наближенні температурою в точці Z рівної 1800 К, визначають теплоємність mC''Р Z і температуру Т Z за рівнянням (31). При відхиленні Т Z від 1800 До більш, ніж на 50 К, розрахунок повторюють.
T z = 59922 / (1,04764 * 326654) = 59,922 / 34,22157966 = 1751 K.
Температура Т Z знаходиться в межах 1750  1950 К.
Більш високі значення Т Z небажані щоб уникнути істотних втрат теплоти від значної дисоціації молекул газів.
Максимальний тиск згорання Р Z і ступінь попереднього розширення визначають із співвідношень:
, (39)
P z = 1,3 * 10,74 = 13,962 МПа.
, (40)
ρ = (1,04764 / 1,3) * (1751/1159) = 1,217
2.4. Процес розширення
За кутку відкриття випускних органів газорозподілу j У визначають обсяг робочого тіла V В в точці "в":
,
V в = 0,00024 +0,052 * 0,128 ((1-0,4361) +1,3 / 4 (1 +0,2581)) = 0,00671 (м 3)
Таблиця 3.
Дизель
ПД1М
K6S310DR
У 1 Д 6
1 Д 12-400
1Д12Н-500
М756
Д70
Д49
Фаза j в, 0 ПКВ
70
45
48
48
60
56
49
59,5
Ступінь подальшого розширення визначають зі співвідношення
, (41)
σ = 0,00671 / (0,00024 * 1,217) = 22,9
Для визначення температури робочого тіла в кінці розширення (крапка "в" розрахункової індикаторної діаграми) використовують рівняння:
, К, (42)
де n 2 - середнє значення показника політропи розширення, і рівняння теплового балансу процесу розширення з урахуванням тепловиділення від догорання палива на лінії розширення:
, (43)
де
,
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
Рівняння (42) і (43) вирішуються спільно одним з чисельних методів.
Зазвичай для тепловозних дизелів величини n 2 = 1,21 -  1,3, Т В = 900 -  1200 К.
n 2 = ((14466,48-8,312 * 1000) / (43768,26-23,311 * 1000) +1 = 1,3
T B = (1751/22, 9 0,3) * (1,04764 / 1,054) = 695 K.
Тиск в кінці розширення визначають за формулою:
, МПа (44)
Р В = 13,962 / 22,9 1,3 = 0,238 МПа.
Температура Т У не повинна перевищувати 1200 До щоб уникнути значного перегріву випускних клапанів, головок поршнів і пригорання поршневих кілець.
2.5. Визначення температури газів, на вході в турбіну і балансу потужностей компресора і турбіни
2.5.1. Схематично можна прийняти, що в процесі випуску послідовно відбуваються ізоентальпійное витікання газів з циліндрів в випускний колектор, їх перемішування з продувних повітрям і перенесення відпрацьованих газів до турбіни з деякою втратою теплоти в стінки колектора.
При перемішуванні газів з надувного повітря з рівняння балансу теплоти знаходиться температура суміші.
Рівняння балансу теплоти може бути представлено у вигляді:
, (45)
де G S; G - сумарний і теоретичний витрата повітря;
Т СМ, Т S; Т В - температури суміші, повітря в ресивері і газів в точці "в":
mC РСМ; mC Р S і mC РВ - молярні теплоємності суміші, повітря в ресивері і газів в точці "в" (беруться з курсу теплотехніки).
Приймаючи mC РВ = MС РСМ, отримаємо
, (46)
T см = ((1,371-1,246) * 317 * 1 +1,246 * 695)) / 1,371 = 660 K.
Температуру суміші робочого тіла перед турбіною визначають з урахуванням втрат теплоти на охолодження:
, (47)
T т = 660-0,11 (660-350) = 626 K.
де y r - Коефіцієнт, що враховує тепловідвід у випускній системі;
Т 'W - температура теплоносія, що охолоджує колектор.
У тепловозних дизелях величина y r знаходиться в межах:
· Для колектора, охолоджуваного водою - 0,1 - 0,15;
· Для неохолоджуваного колектора - 0,01 - 0,03.
У випадку охолодження колектора водою значення Т 'W приймається в межах 320 - 360 К. Для неохолоджуваного колектора значення Т 'W приймається рівною температурі повітря в кузові тепловоза.
2.5.2. Потужність турбіни залежить від витрати суміші G Z, температури суміші Т СМ на вході в турбіну, перепаду тисків в турбіні Т і ККД h Т. Для забезпечення продувки двигуна перепад тисків над двигуном для 4-тактних дизелів не повинен бути нижче , А для 2-тактних дизелів (Де Р Т - тиск газів перед турбіною).
Тоді:
, (48)
де x r - коефіцієнт втрат тиску у випускній системі x r = 0,92
π т = 1,222 * 0,92 / 1,05 = 1,070
Потужність турбіни:
, (49)
N т = (1,371 * 1,33 * 268 * 626 * 0,016) / 0,33 = 1484 кВт
де К Г - показник адіабати випускних газів К Г = 1,32  1,35;
З балансу потужностей компресора і турбіни отримаємо необхідний ККД турбіни:
, (50)
η т = 1000/1484 = 0,67
де N К підрахована за формулою (13).
Отримані величини необхідного ККД не повинні бути вище значень, реально досягаються в даний час h Т   0,8  0,85.
2.6. Техніко-економічні показники проектованого дизеля
Величина середнього індикаторного тиску:
, Па (51)
P i = 0,96 * 0,455 (0,2821 +3,162-1,943) = 0,65 Па.
Для 4-х тактних дизелів y = 0, і коефіцієнт повноти діаграми беруть j П = 0,94   0,96. Беручи за дослідними даними значення механічного ККД h М в межах:
· Для 4-х тактних дизелів: без наддуву @ 0,75  0,80;
з наддувом @ 0,80  0,92;
визначають середнє ефективне тиск:
, Па (52)
P е = 0,655 * 0,92 = 0,602 МПа.
Ефективна потужність дизеля визначається за формулою:
, КВт (53)
N e = ((0,602 * 0,20096 * 8 * 115,13) / 12,56)) * 10 3 = 8871 кВт.
У разі, якщо отримана потужність виявиться менше заданої, слід змінити робочий об'єм двигуна або тиск наддуву і провести повторний розрахунок.
Індикаторний ККД визначається із співвідношення:
, (54)
η i = (287 * 2,2 * 14,35 * 0,65 * 370) / (42500 * 0,80 * 0,154) = 0,4161
де R В = 0,287 кДж / кг. К; Н І = 42500 кДж / кг; L '0 = 14,35.
Ефективний ККД дизеля:
,
η e = 0,4161 * 0,92 = 0,3828
Індикаторний ККД тепловозних дизелів змінюється в межах h i = 0,41 - 0,51, а ефективний - h е = 0,38 -  0,44.
Питома індикаторний витрата палива:
, Кг / кВт. Год (55)
ġ i = 3600 / (42500 * 0,4161) = 0,203 кг / кВт. год
Питома ефективна витрата палива:
, Кг / кВт. Год (56)
ġ e = 0,203 / 0,92 = 0,220 кг / кВт. год
Досягнуті значення g е для тепловозних дизелів: 4-х тактний-0, 2 - 0,225 кг / кВт. Год, Літрова потужність двигуна:
, КВт / л (57)
N с = 8871 / (0,20096 * 8 * 1000) = 5,5 кВт / л.
Для тепловозних дизелів відповідно: 4-х тактний N Л  15, Після закінчення розрахунку робочого процесу та техніко-економічних показників всі основні результати слід звести в таблицю 4.

Таблиця 4.
Результати розрахунків.


Найменування показника
Позначення
Розмірність
Значення
1.
Ефективна потужність.
N е
кВт
8871
2.
Кутова швидкість колінчатого валу.
w
рад / с
115,13
3.
Розмірність двигуна.
S / D
-
1,0
4.
Сумарний коефіцієнт надлишку повітря.
S
-
2,2
5.
Витрата повітря.
G S
кг / с
1,371
6.
Тиск наддуву.
Р S
МПа
0,154
7.
Потужність, споживана компресором.
N К
кВт
1000
8.
Температура повітря на виході з компресора.
Т 2
До
334
9.
Те ж, на вході в дизель.
Т S
До
370
10.
Втрати тиску повітря.
Р 'S
МПа
0,1463
11.
Тиск повітря на початку стиску.
Р о
МПа
0,147
12.
Температура повітря в кінці наповнення.
Т а
До
390
13.
Маса робочого тіла в кінці наповнення.
М а ц
кг
17,5
14.
Коефіцієнт наповнення.
h V
-
0,809
15.
Ступінь стиснення.
e
-
24,6
16.
Показник політропи стиснення.
n c
-
1,34
17.
Тиск повітря в точці "С".
Р С
МПа
10,74
18.
Температура повітря у точці "С".
Т З
До
1159
19.
Тиск газів в точці "z".
Р Z
МПа
13,962
20.
Температура газів в точці "z".
Т Z
До
1751
21.
Тиск газів в точці (В).
Р В
МПа
0,238
22.
Температура газів в точці (В).
Т В
До
695
23.
Показник політропи розширення.
n p
-
1,300
24.
Температура газів перед турбіною.
Т т
До
626
25.
Потужність турбіни.
N Т
кВт
1484
26.
ККД турбіни.
h Т
-
0,67
27.
Середнє індикаторне тиск.
Р i
МПа
0,65
28.
Середнє ефективне тиск.
Р е
МПа
0,602
29.
Індикаторний ККД.
h i
-
0,4161
30.
Ефективний ККД.
h е
-
0,3828
31.
Циклова подача палива.
g ц
кг / цикл
0,0005
32.
Питома індикаторний витрата палива.
g i
кг / цикл
0,203
33.
Ефективний витрата палива.
g е
кг / кВт. год
0,220
34.
Літрова потужність.
N с
кВт / л
5,5

Таблиця 5.
Вихідні дані для розрахунку індикаторної діаграми.
№ №
Найменування
Розмірність
Позначення
Величина
математичне
програмне
1.
Газова постійна робочого тіла.
Дж / кг. До
R Г
286,5
2.
Температура повітря в кінці наповнення.
До
Т а
390
3.
Маса робочого тіла в кінці наповнення.
кг
М а
17,5
4.
Об'єм камери згоряння.
м 3
V з
0,00024
5.
Ступінь підвищення тиску.
-

1,3
6.
Ступінь попереднього розширення.
-

1,217
7.
Фаза закриття впускного клапана.
град. (Рад.)
j а = j 4
28 ˚
8.
Фаза відкриття випускного клапана.
град. (Рад.)
j в = j 1
59,5 ˚
9.
Ставлення радіусу кривошипа до довжини шатуна.
-

0,04
10.
Площа днища поршня.
м 2
F п
0,052
11.
Радіус кривошипа.
м
R
0,128
12.
Крок інтегрування.
град. (Рад.)
D j
10

4. РОЗРАХУНОК СИЛ, ДІЮЧИХ У Кривошипно-шатунний механізм ДИЗЕЛЯ
Визначення сил і моментів, що діють в кривошипно-шатунного механізму (КШМ) двигуна, необхідно для розрахунку деталей на міцність, визначення основних розмірів підшипників, оцінки врівноваженості, а також для порівняння його навантаженості з аналогічними серійно-вьшускаемимі двигунами.
Схема сил, діючих на деталі КШМ двигуна наведена на рис.5. За час здійснення повного робочого циклу сили змінюються за величиною і напрямом в залежності від кута повороту кривошипа колінчастого валу.
У даному проекті значення діючих сил визначаються для ряду послідовних положень поршня протягом робочого процесу при заданій кутовий швидкості колінчастого валу і номінальної потужності дизеля.
Розрахунок сил, що діють в кривошипно-шатунном механізмі, ведеться з використанням програми, розробленої студентом для побудови індикаторної діаграми. З цією метою в блок-схему програми (рис. 4.) Вставляються додаткові блоки з рівняннями сил, що діють в КШМ.
Рекомендується наступний порядок розрахунку сил.
Задаються геометричними розмірами шатуна і радіуса кривошипно-шатунного механізму. Радіус кривошипа (R) колінчастого валу визначається за величиною ходу поршня (S).
Довжину шатуна L визначають, вибираючи ставлення в межах 0,2  0,3. Менші значення відносяться до двигунів середньої швидкохідності   = 0,2 - 0,25, а великі значення   = 0,25 - 0,3 - до швидкохідних.
У двотактних двигунах з протилежно-рухомими поршнями (ПДП) величина може бути зменшена до 0,18.
Вихідними даними та рівняннями при розрахунку сил є сили впливу надлишкового тиску газу на поршень:
, Н (58)
де F П - площа поршня, м 2;
Р ц, Р 0 - тиск робочого тіла в циліндрі і барометричний тиск, Па.
Сили інерції поступально-рухомих мас поршня і шатуна вздовж осі циліндра визначаються за формулою:
, Н (59)
де m пд - маса поступально-рухомих частин, кг;
а - прискорення поршня, м / с 2;
w - кутова швидкість обертання колінчастого валу, рад / с.
Відповідно до умов роботи і характеристикою дизеля студент вибирає матеріал поршня і по табл. 6 питому величину маси поступально-рухомих частин КШМ.
Таблиця 6.
Тип двигуна
Поршень
m уд, кг / м 2
З легких сплавів
1000  1200
Середній швидкохідності
Складовою
1700
Чавунний
1600  2000
З легких сплавів
700  900
Швидкохідний
Складовою
1000  1200
Чавунний
1300  1500
Відповідно маса поступально-рухомих частин КШМ буде:
, Кг
Сумарна сила, що діє на палець уздовж осі циліндра, розраховується за формулою:
, Н (60)
Нормальна складова від розкладання сили Р S спрямована перпендикулярно до осі циліндра і визначається за формулою:
Н (61)
Аналогічним чином знаходяться сили:
, Н (62)
, Н (63)
і сила, яка діє за кривошипа:
, Н (64)
Для розрахунку сил за формулами (58 - 64) кут визначається приблизно:
, (65)
Рівняння (58 - 65) включаються в блоки 3, 8 і 13 програми розрахунку індикаторної діаграми, наведеної в розділі 3.
У блоках 4, 9 і 14 величини сил виводяться на друк.
Результати розрахунків на ЕОМ включаються в пояснювальну записку в якості додатку. За результатами розрахунків будуються діаграми сил, що діють в КШМ (див. мал.6 і 7).

5. Наближений розрахунок ОСНОВНИХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ
Наближений розрахунок виконується з метою визначення геометричних розмірів основних деталей КШМ: колінчастого валу, поршня, шатуна. Перед розрахунком студентом вибирається і дається обгрунтування конструкції зазначених вузлів КШМ, застосовуваних матеріалів.
Основні розміри колінчастого валу, поршня і шатуна визначаються за умовами достатньої міцності і довговічності.
5.1. Колінчастий вал
Колінчаті вали тепловозних дизелів виконують сталевими (кованими або штампованими) (див. рис.9) або чавунними (литими) (див. рис.10). Вітчизняні тепловозні дизелі виконуються головним чином з чавунними литими (Д100, 11Д45, Д70) і кованими сталевими (Д49, Д50, 1Д12) колінчатими валами.
Надійність колінчастого вала багато в чому залежить від раціонального вибору його розмірів і конструктивних форм, від характеру його напруженого стану, від втомної міцності та збереження вихідного запасу міцності в процесі експлуатації. При проектуванні колінчастого вала необхідно прагнути до зменшення його маси при одночасному забезпеченні необхідної жорсткості.
Особлива увага приділяється точності і чистоти обробки валів. Крім того колінчаті вали швидкохідних двигунів піддають балансуванню.
Орієнтовні розміри сталевих і чавунних колінчастих валів визначаються зі співвідношень, представлених в табл.7.

Таблиця 7.
Елементи конструкції
Матеріал валу
колінчастого валу
Сталь
Чавун
Діаметр корінний шийки (d к), мм
(0,6  1,0) D ц
(0,85  1,1) D ц
Діаметр отвору в корінній шийці (d ок), мм
(0,45  0,6) d до
(0,45  , 55) d до
Діаметр шатунной шийки (d ш), мм
(0,6  0,85) D ц
(0,7  0,85) D ц
Діаметр отвору в шатунной шийці (d ош), мм
(0,45  , 6) d ш
(0,25  , 3) d ш
Довжина корінний шийки (l к), мм
(0,5  0,7) d до
(0,3  0,48) d до
Довжина шатунной шийки (l ш), мм
(0,65  0,85) d ш
(0,55  , 75) d ш
Товщина щік к), мм
(0,15  , 4) D ц
(0,2  , 35) D ц
Ширина щік (в), мм
(0,9  1,5) D ц
(0,8  1,7) D ц
Радіус галтелі (r), мм
(0,05  , 08) D ц
(0,06  0,07) D ц
Відстань між осями циліндрів (i), мм
(1,35  1,8) D ц
(1,35  1,8) D ц
Вибрані розміри шийок колінчастого вала перевіряють на величини допускаються питомих тисків та окружних швидкостей v СР Ці величини визначають умови роботи підшипників і терміни їх служби. При високих питомих тисках і окружних швидкостях може відбуватися видавлювання масляного шару, руйнування антифрикційного шару підшипника і прискорений знос шийок валу.
Максимальні питомі тиску на підшипники розраховуються:
· Для докорінної шийки , Н / м 2;
· Для шатунной шийки , Н / м 2
де g - коефіцієнт, що враховує ступінь збільшення навантаження на корінну шийку за рахунок сусідніх циліндрів:
g = 1,1 -  1,25 - для 4-х тактних двигунів;
g = 1,2   1,5 - для 2-х тактних двигунів;
Р Z - максимальна сила від тиску газу, що діє в циліндрі;
К 'max  (10  20) МПа - для високооборотних і середньої оборотності двигунів;
К 'max  (25  38) МПа - для V-образних форсованих двигунів.
Середні окружні швидкості ковзання шийок:
, М / с
де d - діаметр корінний та шатунной шийки, м.
Для тепловозних дизелів v ср = 6,0  10 м / с.
Литі колінчаті вали дизелів виготовляються з високоміцних чавунів з кулястим графітом, модифіковані ферродобавкамі з тимчасовим опором на розрив металу не менше 5,0 МПа. Застосовуються також жароміцні чавуни з підвищеними механічними властивостями. Наприклад, чавуни марок ВЧ60-2 і ВЧ50-2 дозволяють застосовувати поверхневе азотування. У будь-якому випадку необхідно пам'ятати, що знизити навантаження на підшипники шатунной шийки колінчастого вала можна двома шляхами: збільшуючи діаметр шийки, або її довжину.
5.2. Поршні
У сучасних форсованих тепловозних дизелів поршнева потужність досягає значень 55 кВт / дм 2 при Р z = 12 - 14 МПа. Це призводить до суттєвого зростання термічних і механічних навантажень на поршні. Тому, як правило, поршні 2-х тактних, а також форсованих 4-х тактних дизелів виконуються охолоджуваними.
Для виготовлення поршнів використовують чавун, алюмінієві і магнієві сплави, сталь. Найчастіше поршні виготовляють з чавуну і алюмінієвих сплавів.
Залежно від типу двигуна орієнтовно приймаються основні розміри поршня і складається його ескіз. Для 4-х тактних дизелів "довгі" поршні (див. рис.11) приймаються при середній швидкохідності і рядном розташуванні циліндрів. "Короткі" поршні (див. рис. 12) переважно застосовуються в високооборотних дизелях з V-образним розташуванням циліндрів.
Орієнтовні розміри поршнів, поршневих пальців і кілець визначаються із співвідношень, представлених в табл. 8.

Таблиця 8.
Параметри
Значення для дизелів
Діаметр поршня (D П), мм
П.п. 1.1. і 1.2.
Товщина днища поршня (), мм:
· Охолоджуваного
· Неохолоджуваного
(0,08 -  0,2) D ц
(0,04   0,08) D ц
Відстань від кромки поршня до першого кільця (е), мм
(1,0 -  3,0) 
Товщина циліндричної стінки (m), мм
(0,05   0,08) D ц
Довжина поршня (H), мм
(1,5   2,0) D ц
Відстань від осі пальця до нижньої кромки, мм
(0,8   1,2) D ц
Діаметр пальця (d П), мм
(0,35   0,5) D ц
Довжина пальця (l П), мм:
· Закріпленого
· Плаваючого
(0,88   0,93) D ц
(0,8   0,87) D ц
Діаметр внутрішнього отвору пальця (d П В), мм
(0,4 -  0,7) d п
Число компресійних кілець
(5 -  7)
Товщина кільця (радіальна) (t), мм
(1,25   1,35) D ц
Висота кільця (а), мм
(0,5 -  1,0) t
Число маслос'емних кілець
(1   4)
Висота перемички між канавками в поршні, мм
(1,0   1,3) а
Висота поршня Н перевіряється по питомому тиску на стінку поршня:
,
де N max - максимальна сила бічного тиску на стінку поршня циліндра, МН;
Н - довжина тронковой частини поршня (за вирахуванням ширини кілець).
Для чавунних неохолоджуваних поршнів До max = 0,35  0,45, МПа, для чавунних охолоджуваних - 0,55 - 0,65, а для алюмінієвих - 0,8 - 1,0, МПа. Для деяких форсованих дизелів значення К max може бути підвищений до 1,1 МПа.

5.3. Шатун
Залежно від типу двигуна вибирається конструкція шатуна і приймаються його орієнтовні розміри.
Розміри нижньої головки шатуна слід узгодити з розмірами шатунной шийки колінчастого валу, а верхній - з розмірами поршневого пальця і ​​відстанню між внутрішніми гранями бобишек поршня.
Залежно від типу двигунів за літературними даними [1, 2] вибирається конструкція шатуна (див. рис.13 - 15) і приймаються його орієнтовні розміри. При цьому розрахунок виконується при обраному значенні   - (відношення радіуса кривошипа R, до довжини шатуна L), пов'язаного з величиною сили N і габаритними розмірами двигуна.
Орієнтовна довжина втулки верхньої голівки шатуна l ш розраховується зі співвідношення:
· Для закріпленого в бобишках поршневого пальця:
, М;
· Для плаваючого поршневого пальця:
, М;
Перевірочний розрахунок на міцність проводився, як правило, для стержня шатуна з умови деформації його від дії максимальної величини сили К:
, МПа,
де F ст = 0,06  0,12 - середня площа поперечного перерізу стрижня, м.
[S сж]  80  120 МПа - для вуглецевих сталей і
[S сж]  120 - 180 МПа - для легованих сталей.
Орієнтовні розміри шатунів визначаються із співвідношень, представлених в табл. 9.
Таблиця 9.
Значення для дизелів
Параметри
Рядний
V-подібний
Головний
Причіпний
Відношення L / R
3,5  5
3,5  4,5
2,5  3
Діаметр пальця, d п
(0,4-0,45) D
(0,4-0,45) D
(0,4-0,45) D
Діаметр головки, d р
(1,5-1,7) d п
(1,4-1,5) d п
(1,4-1,5) d п
Діаметр шийки, d ш
(0,6-0,8) D
(0,6-0,8) D
Товщина вкладиша S в ( в для причіпного), мм
1 - 4
1  4
(0,07-0,12) d п
Товщина вкладиша, S м ( п для причіпного),
(0,02-0,03) D
(0,06-0,08) d п
Ширина шатуна, l 1:
- При двох болтах
- При чотирьох болтах
(1,5 - 1,6) d ш
(1,3 - 1,4) d ш
(0,9-1,2) d п
Відстань між шатунними болтами, l 2:
- При двох болтах
- При чотирьох болтах
(1,2-1,25) d ш
(1,13-1,2) d ш
(1,15-1,2) d ш
(1,15-1,2) d ш
Ширина нижньої головки, в (l 2 для причіпного)
(0,8 - 1,5) d ш
(0,7-0,9) d ш
(0,7-0,9) d п
Товщина кришки, h 1
(0,5-0,65) d ш
(0,25-0,3) d ш
Товщина нижньої головки, h 2
(0,55-0,65) d ш
Діаметр отвору під палець причіпного шатуна, d (d 1 для причіпного)
(0,85-0,9) d п
(0,85-0,9) d п
Діаметр отвору під вкладиш, d ш +2 S м (d 2 для причіпного)
(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
Зовнішня ширина причіпний вушка, в 1, мм
в - 2мм
Внутрішня ширина причіпний вушка, в 2
0,6. В 1
5.4. Втулка циліндра
Конструкція циліндрових втулок деяких тепловозних дизелів наведена на рис.16. Конструктивні співвідношення в даних методичних вказівках не розглядаються.

6. РОЗРАХУНОК І ПОБУДОВА ВЕКТОРНОЇ ДІАГРАМИ СИЛ, ДІЮТЬ НА шатунной шийки колінчатого валу ДИЗЕЛЯ
Побудова векторної діаграми проводиться для оцінки величини та напрямку сили, що діє на шийку кривошипа при кожному його положенні, а також її максимального і середнього значень. У однорядного двигуна на шатунную шийку діють тангенціальна сила Т, нормальна сила Z і відцентрова сила З ШВ від обертається маси шатуна (див. рис. 5).
Сила З ШВ постійна за величиною і напрямком дії по відношенню до шатунной шийці і при заданій кутовий швидкості колінчастого валу визначається за формулою:
, Н (66)
де М ШВ - маса шатуна, що бере участь в обертальному русі. Приймають М ШВ = М П при простому КШМ і М ШВ = 2. М П для головного шатуна при наявності причіпного шатуна V-образного двигуна.
Алгебраїчна сума нормальних сил, що діють на шийку Z 'дорівнює . Графічно величину сили можна визначити по кривій Z = f (j) (рис. 6, 7), змістивши вісь ординат на величину З ШВ.
У V-образному двигуні на шатунную шийку діє алгебраїчна сума сил Т S і Z 'S правого і лівого циліндрів. Для спрощення розрахунку цих сил прийняті допущення:
- Індикаторні діаграми в правому і лівому циліндрах ідентичні, а поршні циліндрів з'єднуються з шатунной шийкою з допомогою вільчаті або зміщених шатунів.
Сили Т S і Z 'S визначають алгебраїчним підсумовуванням ординат кривих Т і Z', зміщених по абсциссе на кут фазового зсуву робочих циклів правого і лівого циліндрів. Для двотактних двигунів цей кут дорівнює куту розвалу циліндрів. Для чотиритактних двигунів можна приймати, що кут фазового зсуву дорівнює куту розвалу циліндрів плюс 330 0 повороту колінчастого валу.
За отриманими Т S і Z 'S будується векторна діаграма сил, що діють на шатунную шийку.
Осі координат доцільно пов'язати з кривошипом. Початок координат розташовують у центрі шатунной шийки (крапка 0, рис.8) вісь абсцис співпадає з напрямком нормальної сили Т (або Т S для V-образного двигуна), а вісь ординат - з напрямком тангенціальною сили Z (Або Z 'S для V-образного двигуна).
Позитивні напрямки осей координат можна умовно визначити так само, як і для сил Z і Т. Для кожного положення кривошипа, починаючи від 0 0 і до кінця циклу відкладають у вибраному масштабі вектори сил Т (Q Т) і Z (Q Z) (за вирахуванням C ШВ) і будують сумарні вектори Q:
.
Кінці векторів відзначають відповідним кутом повороту кривошипа і з'єднують послідовно плавною кривою, яка утворює векторну діаграму.
Радіуси-вектори, що сполучає точку 0 з точками на контурі векторної діаграми, висловлюють по величині і напрямку питомі сили Q, що діють на шатунную шийку вала при даних кутах повороту кривошипа. Відповідна кожному вектору сила прикладена до поверхні шийки в точці перетину кола шийки з лінією дії вектора (точка А, рис.8.) І спрямована до центру 0.

7. ЗАГАЛЬНІ ВКАЗІВКИ З РОЗРОБКИ ЧЕРТЕЖА Поперечний розріз ДИЗЕЛЯ І ВУЗЛА
Поперечний розріз дизеля по одному з циліндрів при рядном їх розташуванням і по двох при V-образному викреслюється на аркуші формату А1 (576 х 814 мм).
Посібниками при розробці поперечного розрізу двигуна можуть служити альбоми, каталоги та окремі креслення тепловозних дизелів, технічна література, що містить опис та аналіз виконаних конструкцій, а також рекомендації щодо їх вибору і розрахунку (див. список рекомендованої літератури). Студент повинен з великої розмаїтості конструктивних форм окремих вузлів і деталей вибрати найбільш прогресивні і технологічному та техніко-економічному відношеннях, враховуючи особливості проектованого дизеля (прийняту схему розташування циліндрів, тактность, оборотність, величини тиску наддуву і максимального тиску згорання і т.д.).
На поперечному розрізі повинні бути у відповідному масштабі показані: деталі кістяка двигуна (піддизельні рама, картер, циліндрові гільзи і кришки), їх з'єднання, деталі кривошипно-шатунного механізму (відповідно до раніше проведеними розрахунком), механізм газорозподілі (вал, штовхачі;, штанги, коромисла, клапани), повітряні ресивери і вихлопні колектори, корпуси форсунок та індивідуальних паливних насосів з штовхачами і валом (блокові паливні насоси можуть не показуватися).
Дрібні деталі (трубки системи змащення, топлівопроводи болтові з'єднання) на поперечному розрізі можуть не показуватися, однак студент зобов'язаний знати їх пристрій і роботу.
Болти і шпильки можуть повністю не викреслюватися, а замінюватися осьовими лініями.
Специфікація найбільш відповідальних деталей, (колінчастий вал, частини кістяка, поршень, шатун і т.д.) із зазначенням кількості і матеріалів, виконана у відповідності з вимогами ЕСКД, вкладається в записку. У специфікацію слід також включити окремі агрегати, якщо вони зображені на кресленні (форсунки, паливні насоси тощо) із зазначенням їх кількості на дизель. На поперечному розрізі двигуна показуються його габаритні розміри (ширина, висота). На вільному місці аркуша у вигляді таблиці необхідно виписати основні дані, що характеризують двигун (тактность, номінальну і ефективну потужність, частоту обертання колінчастого вала, число циліндрів, їх діаметр, хід поршня, середнє ефективне тиск, максимальний тиск згорання, ступінь стиснення, значення ефективного ККД , а також викреслити в спрощеному вигляді в масштабі 1:50 або 1:100 вид дизеля збоку.
При виконання креслення поперечного розрізу дизеля обов'язково перевіряються: 1) хід поршня, 2) необхідна мінімальна довжина циліндричної гільзи, 3) можливість виїмки шатунів через гільзи циліндрів, 4) відносне розташування шатунів і гільз циліндрів при роботі дизеля.
Зображувані на кресленні поперечного розрізу дизеля деталі: колінчастий вал, поршень, поршневий палець, шатуни повинні як за конструктивними формами, так і за розмірами відповідати ескізами в пояснювальній записці.
В якості вузлів, що підлягають конструктивної розробці, можуть бути рекомендовані: 1) поршень у зборі; 2) шатун в зборі; 3) форсунка; 4) паливний насос; 5) механізм газорозподілу (від розподільного валу до клапанів включно); 6) кришка циліндра у зборі; 7) привід розподільного вала; 8) штовхач паливного насоса; 9) регулятор граничного числа оборотів колінчатого вала (регулятор безпеки); 10) масляний насос; 11) водяний насос; 12) привід масляного насоса; 13) привід водяного насоса; 14) корінні підшипники колінчастого валу (в зборі); 15) повітродувка; 16) привід повітродувки; 17) вал паливних насосів; 18) привід валу паливних насосів; 19) турбокомпресор і ін
Завдання на розробку сайту дається консультантом, за вказівкою якого студент повинен виконати необхідні при конструюванні вузла розрахунки.
Розроблений вузол викреслюється на аркуші так, щоб було повне уявлення про його конструкції і роботі. У необхідних випадках на кресленні вузла намічається (штриховими або більш тонкими лініями) обстановка - контури сполучених вузлів або деталей, що обмежують розміри проектованого вузла або позначаються на параметрах кінематики його деталей.
На креслення вузла також складається специфікація всіх його деталей.
До захисту курсового проекту допускається студент, який виконав необхідні розрахунки, оформлені у вигляді пояснювальної записки, і графічну частину. Записка та аркуші графічної частини повинні бути перевірені та підписані консультантом.

Список рекомендованої літератури
I. Сімсон А.Е., Хомич О.З., Курок А.А. та ін Двигуни внутрішнього згоряння (Тепловозні дизелі і газотурбінні установки). М.: Транспорт, 1982, 384 с.
2. Синенко Н.П. та ін Тепловозні дизелі типу Д70. М.: Транспорт, 1977,216 с.
3. Дизелі. Довідник. Вид. Третій перероб. і доп. Під загальною редакцією В. А. Ваншейдта. Л.: Машинобудування, 1977, 480 с.
4. Водолажченко В.В. та ін Проектування тепловозних двигунів. М.: Транспорт, 1972, 224 с.
5. Тепловозні дизелі типу Д49. Є. О. Нікітін, В. М. Ширяєв, В. Г. Биков та ін М.: Транспорт, 1982, 255 с.
6. Володін А.І. Локомотивні двигуни внутрішнього згоряння. М.: Транспорт, 1990, 255 с.
7. Володін А.І. Моделювання на ЕОМ роботи тепловозних дизелів. М.: Транспорт, 1985, 216 с.

Додаток 1
Довідкові дані по тепловозних дизелів.

Параметри
Дизелі
10Д100
11Д45
14Д40
1-5Д49
2-2Д49
2-5Д49
1Д49
3А-6Д49
K6S310DR
ПД1М
М756Б
211Д-1
1Д12-300
Серія тепловозів
2ТЕ10
ТЕП60
М62
2ТЕ116
ТЕМ7
ТЕП70
ТЕП75
ТГМ6
ЧМЕ3
ТЕМ2
ДР1
ТГМ4
ТУ2
Потужність на номінальному режимі і стандартних атмосферних умовах, кВт
2200
2200
1470
2200
1470
2940
4410
880
993
880
736
550
224
Обсяг циліндрів, дм 3
170,9
200,75
150,6
220,8
165,6
220,8
275,9
110,4
163,2
157,2
62,4
43,6
38,8
Циліндрова потужність на номінальному режимі, кВт
220
137,5
123
137,5
122,5
184
220,5
110
165,5
147
61,3
91,7
18,3
Частота обертання колінчастого валу, хв -1:
· На номінальному режимі
· Мінімально стійка
850
400
750
400
750
400
1000
400
850
350
1000
400
1050
400
1000
400
750
350
750
400
1500
600-800
1400
600
1500
550
Тактность
2
2
2
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
Розташування циліндрів
Рядне
V - образне
Рядне
V-обр.
Рядне
V-обр.
Число циліндрів
10
16
12
16
12
16
20
8
6
6
12
6
12
Діаметр циліндра, мм
207
230
230
260
260
260
260
260
310
318
180
210
150
Хід поршня, мм
2х254
300/304
300/304
260
260
260
260
260
360
330
200
210
180
Ступінь стиснення:
· Геометрична
· Дійсна
18,6
15,1
-
13,5
-
14,6
12,2
-
12,2
-
12,2
-
12,2
-
12,2
-
13
-
12,5
-
13,5
-
13,5
-
14,5

Середнє індикаторне тиск, МПа
1,13
1,10
1,02
1,43
1,265
1,83
2,04
1,035
0,981
Середнє ефективне тиск, МПа
0,912
0,892
0,795
1,24
1,26
1,60
1,75
0,96
0,975
0,90
0,90
1,15
0,79
Середня швидкість поршня, м / с
7,2
7,5
7,5
8,67
7,36
8,67
9,53
8,67
9,0
8,25
10,5
9,8
9,6
Число ступенів наддуву
2
2
2
1
1
1
2
1
1
1
1
1
-
Охолодження повітря
Є
Є
Ні
Є
Є
Є
Є
Є
Є
Є
Ні
Є
-
Тиск наддуву, МПа
0,221
0,219
0,201
0,235
0,246
0,287
0,31
0,1
0,16
0,162
0,172
-
Коефіцієнт наповнення
0,8
-
0,83
0,95
0,96
0,94
0,98
Частка теплоти, підведеної з повітрям,%
8,82
9,69
10,01
5,7
5,16
6,21
6,84
Тиск в кінці стискування, МПа
8,4
5,8
6,6
7,36
8,74
7,05
5,7
4,2
Температура в кінці стиснення, 0 С
612
767
614
665
660
680
430
Коефіцієнт надлишку повітря в циліндрі (сумарний)
2,0
(2,82)
-
(2,61)
1,85
(2,78)
-
(2,23)
-
(2,37)
-
(2,12)
-
(2,1)
-
(2,28)
2,1
(2,27)
2,1
(2,6)
Кількість теплоти, підведеної з паливом, МДж / год
21062
16319
15628
19556
26629
7822
8356
Максимальний тиск згорання, МПа
9,8
10,8
10,6
11,5
11,1
12,5
13,0
9,5
9,0
6,8
8,8
8,5
Ступінь підвищення тиску
1,23
1,86
1,65
1,56
-
1,43
1,35
1,45
1,55
Швидкість наростання тиску, МПа / 0 ПКВ
0,2
0,28
0,28
0,25
0,25
0,25
0,25
0,25
0,295
Тиск початку випуску, МПа
0,68
0,8
0,75
-
-
-
-
-
0,51
Температура на початку випуску, 0 С
740
780
780
-
-
-
-
-
800
Температура випускних газів перед турбіною, 0 С
410
495
500
495
485
533
610
578
600
525
580
Коефіцієнт залишкових газів
0,06
0,08
0,08
0,03
0,03
0,03
0,03
0,03
0,03
0,02
0,03
Фази газорозподілу, 0 ПКВ
- J 1
- J 2
- J 3
- J 4
56
40
56
64
84
44
52
44
84
44
52
44
50
55
35
30
59,5
57
40,5
28
59,5
57
40,5
28
45
80
55
35
66
74
74
41
56
50
50
56
48
20
20
48
Тиск початку впорскування палива форсункою, МПа
21,0
32,0
32,0
32,0
32,0
32,0
32,0
32,0
30,0
27,5
20,0
21,0
Число отворів розпилювача форсунки (діаметр отворів), шт (мм)
3 (0,56)
7 (0,4)
7 (0,4)
9 (0,4)
9 (0,4)
9 (0,4)
9 (0,4)
9 (0,4)
9 (0,4)
9 (0,35)
8 (0,35)
7 (0,25)
Індикаторна потужність в циліндрі, кВт
270
170
159
161
215
133
176
Середній тиск механічних опорів, МПа
0,202
0,331
0,229
0,16
0,269
0,196
0,175
Індикаторний ККД
0,466
0,45
0,44
0,475
0,470
0,465
0,446
0,491
0,435
0,43
Ефективний ККД
0,377
0,364
0,34
0,405
0,392
0,398
0,39
0,405
0,363
0,366
Питома ефективна витрата палива, г / кВт. Год
218
231
218
214
204
220
220
204
220
225
220
218
258
Маса дизеля суха з піддизельні рамою, кг (* з генератором)
19500
13800
12500
18500
22500 *
18500
31800
9600
13400
16200
1800
5440
1840
Питома витрата масла, г / кВт. Год
2,2
1,84
1,65
1,84
2,72
1,84
1,84
1,58
1,5-2,9
2,72
2,94
3,25
3,68
Габаритні розміри, мм
· Довжина
· Ширина
· Висота
6180
1730
3210
4357
1730
2600
3787
1770
2508
4696
1610
2890
5572
1710
2726
4722
1610
2890
4926
1610
2890
3355
1665
2305
5125
1850
2844
5192
1467
2478
2405
1225
1480
2750
1130
1910
1852
1085
1275
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Транспорт | Курсова
472.3кб. | скачати


Схожі роботи:
Розрахунок параметрів робочого процесу та вибір елементів конструкції тепловозного дизеля
Оцінка розрахунок і вибір конструктивних параметрів двигуна
Розрахунок елементів ферменной стрижневою конструкції
Розрахунок елементів ферменной-стрижневий конструкції
Розрахунок і вибір елементів електропривода механізму підйому
Розрахунок і вибір елементів реверсивного тиристорного перетворювача
Сталеві конструкції робочого майданчика
Проект модернізації конструкції шатуну автомобільного двигуна
Закономірності процесу формування електродів на основі оксиду міді та вплив параметрів процесу
© Усі права захищені
написати до нас