Расчет и проектирование тепловозного дизеля

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский государственный университет транспорта

Кафедра "Тепловозы и тепловые двигатели"

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

на курсовой проект

по дисциплине "Локомотивные энергетические установки"

2012

Содержание

Исходные данные

Введение

1. Расчет требуемой эффективной мощности и давления наддува дизеля

1.1 Определение значения давления наддува

1.2 Выбор схемы воздухоснабжения дизеля

2. Определение параметров рабочего процесса дизеля и построение индикаторной диаграммы

2.1 Расчет процесса наполнения цилиндра

2.2 Расчет процессов сжатия и горения

2.3 Расчет процесса расширения

2.4 Расчет расчетного среднего индикаторного давления

2.5 Расчет эффективных показателей работы двигателя

2.6 Определение мощности агрегатов наддува

2.7 Построение индикаторной диаграммы

3. Определение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме дизеля

4. Разработка узла дизеля. Поршень

Литература

дизель наддув кривошипный шатунный

Исходные данные

Для расчёта двигателя по заданным значениям, необходимо знать все параметры двигателя-образца, которые берутся из литературы [2],[3]:

D_Ц = 0,26 м, S = 0,26 м - диаметр цилиндра и ход поршня;

n = 1000 об/мин - частота вращения коленчатого вала;

i = 8 - число цилиндров;

= 4 - тактность дизеля;

_м = 0,825 - механический к.п.д. двигателя;

= 2,12 - коэффициент избытка воздуха ;

_в = 1,15 - коэффициент продувки;

= 0,308- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;

= 12,5 - степень сжатия;

р_z = 9,5 МПа - наибольшее давление сгорания;

_д = 104,7 рад/с угловая скорость коленчатого вала дизеля;

= 0,03 коэффициент остаточных газов;

= 0,75 коэффициент эффективного выделения теплоты;

n₁=1,38 - средний показатель политропы сжатия;

n₂=1,27 - средний показатель политропы расширения;

М_п = 39,5 кг, М_ш = 69 кг масса поршня и шатуна.

Введение

Создание надежного и экономичного дизеля представляет собой сложную проблему в конструкторско-технологическом и производственном аспектах, особенно в связи с ростом мощности двигателя на единицу объема и веса при одновременном повышении надежности, ресурса, экономичности и снижении трудоемкости его изготовления и обслуживания. Создание же однотипных двигателей с достаточно широким мощностным диапазоном выдвигает необходимость высокой унификации моделей семейства этих двигателей.

Мощностной ряд четырехтактных дизелей типа Д49 (ЧН 26/26) включает восьми-, двенадцати-, шестнадцати- и двадцатицилиндровые модификации дизелей мощностью от 585 до 4410 кВт. Дизели этого ряда предназначены для применения на магистральных и маневровых тепловозах, передвижных электростанциях, на стационарных буровых и судовых установках. Мощностной ряд дизелей типа Д49 позволяет заменить весьма многочисленные устаревшие модели однотипными дизелями с высокой степенью унификации и лучшими экономическими показателями. Требования к моторесурсу и экономичности определили выбор в качестве базовой модели четырехтактного дизеля. В основу создания мощностного ряда был положен принцип обеспечения всего диапазона мощностей ряда за счет изменения количества цилиндров и уровня форсирования V-образных дизелей, имеющих одинаковые диаметр и ход поршня. Все дизели типа Д49 имеют диаметр цилиндра и ход поршня равными 260 мм, угол развала между цилиндрами в V-образной модели 42°. Отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 26/26 = 1 позволило создать дизели с хорошими показателями по габаритным размерам и сравнительно малой удельной массой.

Наибольшее применение дизели типа Д49 получили на железнодорожном транспорте. Мощностной диапазон, обеспечиваемый восьми-, двенадцати-, шестнадцати- и двадцатицилиндровыми моделями тепловозных дизелей типа Д49, позволяет применять эти дизели для маневровых и магистральных тепловозов.

При создании и доводке дизелей типа Д49 были использованы лучшие конструктивные решения, проверенные в длительной эксплуатации на отдельных отечественных дизелях 11Д45 и Д100, а также учтен опыт зарубежных фирм в области дизелестроения.

1. Расчет требуемой эффективной мощности и давления наддува дизеля

1.1 Определение значения давления наддува

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

(1)

гдеFкр-Расчетная сила тяги тепловоза, принимаем 230 кН;

Vр -Скорость тепловоза на расчетном подъеме, 12 км/ч.

Подставляя численные значения, получаем:

Требуемая эффективная мощность дизеля определяется по формуле

(2)

где_пер-к.п.д. передачи тепловоза, принимаем 0,8;

_всп -коэффициент, учитывающий затраты мощности на вспомогательные нужды тепловоза, принимаем 0,9.

Подставляя численные данные, получаем



Требуемое давление наддувочного воздуха определяется по параметрам дизеля-образца из пропорции

(3)

где-цикловая подача топлива, кг/цикл;

-количество воздуха необходимого для сгорания 1 кг топлива, кмоль / кг;

V_h-рабочий объем цилиндра, м³;

Т_к-температура воздуха на выходе из компрессора, примем ее равной 60 °С.

Цикловая подача топлива определяется по формуле

(4)

гдеВ-часовой расход топлива, кг / ч;

i -число цилиндров двигателя.

Часовой расход топлива равен

В=b_e·N_e,(5)

гдеb_e-удельный эффективный расход топлива, примем по дизелю-образцу равным 0,204 кг/цикл.

В=0,204·982,65 =200,461 кг / цикл,

кг/цикл.

Рабочий объем цилиндра V_h определяется по следующему выражению

(5)

м ³.

Количество воздуха необходимого для сгорания 1 кг топлива определим по формуле

(6)

где С,Н,О - элементарные составляющие топлива.

Подставляя численные значения, получаем

1.2 Выбор схемы воздухоснабжения дизеля

Для четырехтактных дизелей наиболее рациональной является одна ступень сжатия воздуха в центробежном компрессоре, приводимом от газовой турбины. Предельная величина давления в таком компрессоре составляет 0,35 МПа.

Так как полученное давление находится в допустимом диапазоне, то принимаем одноступенчатую схему наддува с охлаждением надувочного воздуха. (рис.1).

Степень повышения давления в компрессоре определяется по формуле

Температура воздуха Т₁ на выходе из компрессора определяется из выражения

 (8)

где Т₀ ? температура окружающего воздуха, Т0 = 293 К;

к - показатель адиабаты сжатия, к = 1,4;

? коэффициент полезного действия центробежного компрессора, принимаем 0,78.

Тогда

Температура воздуха Тs на входе в дизель определяется соотношением

(9)

где Тw ? температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух, примем для водовоздушного охладителя T_w=330 K;

? коэффициент эффективности охладителя, принимаем 0,7.

Тогда

2. Определение параметров рабочего процесса дизеля и построение индикаторной диаграммы

2.1 Расчет процесса наполнения цилиндра

Рабочий объем цилиндра V_h определяется по следующему выражению,

(10)

Подставляя численные значения, получаем

Объем камеры сжатия V_с определяем из выражения

(11)

Подставляя численные значения, получаем

Максимальный объем цилиндра V_а составит

V_a = V_b = V_c + V_h,(12)

Тогда подставляя численные значения, получаем

V_a = 0,0012+0,014 = 0,015 м³.

Давление в начале сжатия определяется следующим образом,

р_а = (0,9..0,96)•р_S,(13)

р_а = 0,950,179 = 0,17 МПа.

Температура рабочего тела в начале сжатия вычисляется по следующей формуле

(14)

где _r - коэффициент избыточных газов, _r = 0,03 [1];

Т_г - температура выпускных газов, принимаем 850 К [1];

Т - суммарное повышение температуры воздуха в период наполнения, принимаем 12 К [1].

Тогда подставляя численные данные, получаем

Коэффициент наполнения двигателя определяется из выражения

(15)

Подставляя численные значения, получаем

2.2 Расчет процессов сжатия и горения

Давление и температура в конце сжатия определяются из выражений

(16)

(17)

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

Тогда подставляя численные значения, получаем

p_с = 0,1712,5^1,38 = 5,54 МПа,

Т_с = 365,02412,5^1,38-1 = 953,119 К.

Определим некоторые характерные величины, относящиеся к процессу сгорания.

Химический коэффициент молекулярного изменения определяется по зависимости

(18)

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

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

Тогда подставляя численные значения, получаем

Действительный коэффициент молекулярного изменения определяется из соотношения

(19)

Подставляя численные значения, получаем

Степень повышения давления в цилиндре определяется по следующей формуле

(20)

Подставляя численные значения, получаем



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

(21)

где m_гС_pmz - средняя молярная теплоемкость при постоянном давлении для продуктов сгорания, Дж/(кмоль•К);

mC_vmc - средняя молярная теплоемкость при постоянном объеме для воздуха, Дж/(кмоль•К);

- коэффициент эффективного выделения теплоты до точки z , принимаем 0,82 [1].

H_u теплота сгорания смеси, Н_u = 42500 кДж.

Значения теплоемкостей определим по следующим формулам: для воздуха и двухатомных газов -

mC_vmc = 20,93+2,09310^-3t_c; (22)

для продуктов сгорания жидкого топлива при б > 1 -

m_гC_pmz = 29,3+(2,135/б)+(2,135+92/)10^-5t_z. (23)

Подставляя численные значения в (21) и (22), получаем

mC_vmc = 20,93+2,09310^-3742,79 = 22,485 кДж/(кмольК);

m_гC_pmz = 29,3+(2,135/2,12)+(2,135+92/2,12)10^-5t_z = 30,31+25710^-5t_z.

После подстановки значения mC_vmc и m_гC_pmz в выражение (20) и некоторых преобразований получаем квадратное уравнение

Решив квадратное уравнение, получаем, что температура рабочего тела в точке z индикаторной диаграммы будет : T_z = 1623,92 + 273 = 1897,07К. Второй корень не имеет физического смысла.

Степень предварительного расширения определяем из зависимости

(24)

Подставляя численные значения, получаем

Объем в точке z индикаторной диаграммы определяется по формуле

V_z = V_c, (25)

Подставляя численные данные, получаем

V_z = 1,1971,210^-3=0,001436 м³.

2.3 Расчет процесса расширения

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

(26)

(27)

где = V_b/V_z = / = 12,5/1,197 = 10,447 степень последующего расширения в цилиндре;

n₂-средний показатель политропы расширения, принимаем n₂=1,27 [1].

Тогда подставляя численные значения, получаем

2.4 Расчет расчетного среднего индикаторного давления

Расчетное среднее индикаторное давление вычисляется по формуле

(28)

Подставляя численные значения, получаем

p_ip = 1,098МПа.

Среднее индикаторное давление действительного цикла p_i меньше расчетного p_ip вследствие наличия скруглений в индикаторной диаграмме. Следовательно

p_i = _пp_ip,

где _п - коэффициент полноты индикаторной диаграммы, для 4-х тактного двигателя _п = 0,98 [1].

Тогда

p_i = 0,981,098 = 1076 МПа.

Индикаторная мощность двигателя вычисляется по следующей формуле

(29)

Подставляя численные данные, получаем



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

(30)

Подставляя численные данные, получаем

Удельный индикаторный расход топлива определяется по следующему выражению

(31)

Подставляя численные данные, получаем

2.5 Расчет эффективных показателей работы двигателя

Вычисляются по следующим зависимостям:

N_e = N_iм; (32)

_e = _iм; (33)

b_e = b_i/_м. (34)

Подставляя численные значения в эти выражения, получаем

N_e = 990,140,825 = 792,11 кВт;

Расчетное значение эффективной мощности не совпадает с заданным значением (разность 24,05 %). Изменим давление наддува P_s =0,2525, тогда

р_а = 0,950,2525 = 0,24 МПа

p_с = 0,2412,5^1,38 = 7,829 МПа,

Т_с = 378,36212,5^1,38-1 = 987,947 К.

mC_vmc = 20,93+2,09310^-3987,95 = 22,426 кДж/(кмольК);

T_z = 1550,53 + 273 = 1823,68К.

V_z = 1,5681,210^-3=0,001882 м³.

= V_b/V_z = / = 12,5/1,568 = 7,971

p_ip = 1,423 МПа.

p_i = 0,991,423 = 1,408 МПа.

N_e = 12952,90,8 = 1036,72 кВт;

Теперь расчетное значение эффективной мощности почти совпадает с заданным значением (разность составляет 5 %).

Вследствие увеличения давления наддува P_s не изменится схема воздухоснабжения дизеля. Применим одноступенчатый компрессор с охлаждением наддувочного воздуха.

_e =0,4350,8 = 0,351;

b_e = 0,195/0,825 = 0,204 кг/(Квтч).

Часовой расход топлива дизелем определяем по формуле

В_ч = b_eN_e. (35)

В_ч = 0,2041036,24 =249,649 кг/ч.

Суммарный секундный расход воздуха дизелем определим по формуле

G_b = _bL₀'В_ч/3600. (36)

Подставляя численные данные, получаем

G_b = 1,152,1214,5242,649/3600 = 2,455 кг/с.

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

G_b = G_b/_b = 2,455/1,15 = 2,134 кг/с,(37)

Секундный расход отработавших газов определяем по формуле

G_г = (1+L₀')•В_ч/3600. (38)

Подставляя численные значения, получаем

G_г = (1+2,1214,5)•249,649/3600 = 2,2 кг/с.

2.6 Определение мощности агрегатов наддува

Мощность, потребляемая компрессором, определяется по формуле

(39)

где Т_о температура воздуха на входе в компрессор, Т_о = 293 К [1];

_к КПД компрессора, принимаем 0,78 [1];

к показатель адиабаты сжатия, к = 1,4 [1].

Тогда подставляя численные значения, получаем

Температура смеси выпускных газов определим из выражения,

(40)

где mC_ps, mC_pb - средние молярные теплоемкости воздуха в ресивере и газов в в точке "b";

Значения mC_ps, mC_pb определяются по формулам (22) и (23) для t_s и t_b:

mC_рms = 20,93+2,09310^-379,213 =21,096 кДж/(кмольК);

m_гC_pmb = 29,3+(2,135/2,12)+(213,5+(92/2,12))10^-5768 =

=32,281 кДж/(кмольК).

Тогда подставляя значения mC_ps, mC_pb в (38), получим

Температура рабочего тела перед турбиной с учетом теплоты на охлаждение определяется как Т_т = Т_см - _г(Т_см - Т_w'), где _г - коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе, _г = 0,1 [1]; T_w' - температура теплоносителя, охлаждаемого выпускного коллектора, 350 К [1].

Тогда Т_т = 937,995- 0,1•(937,995-350) = 879,513 К.

Для обеспечения продувки двигателя принимаем перепад давления

p_s/p_т = =1,335, откуда р_т = 0,189 МПа.

Перепад давления по турбине

_т = _к/(p_s/p_т) = 2,475/1,295 = 1,9.

G_г = (1+_bL₀') В_ч/3600.

G_г =(1+1,152,1214,5) 249,946/3600 = 2,524

Мощность турбины определим по формуле

(41)

где _т - КПД турбины, принимаем 0,75 [1];

к_г - показатель адиабаты расширения отработавших газов, 1,34 [1].

Тогда, подставляя численные значения, получаем

Так как N_т = 273,112 N_ком= 273,792 то расчет правильный.

2.7 Построение индикаторной диаграммы

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

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

Политропа сжатия

 (42)

Политропа расширения

(43)

Задавая значения текущего объема V, определяем давление р.

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

V = V_c + F_пS, (44)

где F_п - площадь поршня, 0,0531 м²;

S - перемещение поршня от ВМТ.

Значение S в зависимости от угла поворота коленчатого вала будет:

, (45)

Для построения индикаторной диаграммы все расчеты сведем в таблицу 1.

Таблица 1 - Расчет индикаторной диаграммы

Угол ПКВ	S, м	V, м.куб.	P, Мпа
градусы	радианы			Сжатие	Расширение
0	0	0	0,0012	7,8333415	9,5
15	0,262	0,005769	0,001506	5,7239246	9,5
30	0,524	0,022417	0,00239	3,0268158	7,012719
45	0,785	0,048076	0,003753	1,6242557	3,954604
60	1,047	0,08	0,005447	0,9711187	2,463354
75	1,309	0,115014	0,007306	0,6475973	1,696625
90	1,571	0,15	0,009164	0,4737442	1,272466
105	1,833	0,182307	0,010879	0,373864	1,023323
120	2,094	0,21	0,01235	0,3138632	0,871155
135	2,356	0,231924	0,013514	0,2771768	0,776989
150	2,618	0,247583	0,014345	0,2552547	0,720251
165	2,880	0,25691	0,01484	0,2435758	0,689867
180	3,142	0,26	0,015004	0,2399082	0,680302

На рисунке 3 построена индикаторная диаграмма.

Рисунок- 3 Индикаторная диаграмма дизеля

После построения индикаторной диаграммы необходимо определить среднее индикаторное давление. Для этого подсчитывают площадь индикаторной диаграммы следующим образом.

(47)

Подставляя численные значения, получаем

Нетрудно видеть, что индикаторная мощность, определенная по графику и аналитическим методом приблизительно равны. Т.о. заключим, что расчет произведен правильно.

3. Определение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме дизеля

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

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

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

Схема сил, действующих на КШМ, представлена на рисунке 3.

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

P = P_г + P_j, (48)

где Р_г - удельная сила от давления газов на поршень;

P_j - удельная сила инерции поступательно движущихся масс.

Положительными считаются силы, направленные от поршня к коленчатому валу.

В свою очередь,

Р_г = (р - р_о) (49)

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

р_о - давление со стороны кривошипной камеры , принимаем р_о = 0,102 МПа.

Удельные силы инерции поступательно движущихся масс определяются зависимостью

(50)

где j - ускорение поршня;

М_п - масса поступательно движущихся частей, определяемая по формуле (51)

Рисунок 3 - Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме дизеля

М_п М_п+0,3М_ш, (51)

где М_п - масса поршня в сборе, принимаем М_п = 39,5 кг [2];

М_ш - масса нижнего шатуна, принимаем М_ш = 69 кг [2];

М_п = 39,5+0,3·69 = 60,2 кг.

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

j = R_д²(cos + cos2), (52)

где _д - угловая скорость коленчатого вала дизеля, _д = 104,7 рад/с;

- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, = 1/3,25 = 0,308.

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

Указанные удельные силы определяются из следующих выражений:

N = Ptg; (53)

(54)

(55)

(56)

Вычисление удельных сил сведем в таблицу 2.

Таблица расположена в приложении А.

Графики изменения всех рассчитанных выше сил представлены на рисунках 4,5,6.



4. Разработка узла дизеля. Цилиндровая гильза

Расчет гильзы в зоне камеры сгорания на длине L проводим с учетом действия равномерно распределенного внутреннего давления газов pz.

Усилие P, разрывающие цилиндровую гильзу, определим по формуле

где D диаметр цилиндровой гильзы;

Подставляя численные значения, получим

Напряжение, МПа, при этом составит

где д Толина стенки цилиндровой гильзы, м.

Подставляя численные значения, получим

Допускаемые напряжения для гильзы цилиндра, выполненной из чугуна, равны 40 - 50 МПа.

Таким образом, заключим, что гильза цилиндра выдержит нагрузки.

Список использованных источников

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

2 Тепловозные двигатели внутреннего сгорания: Учебник для вузов /

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

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

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

Размещено на Allbest.ru

...