Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементов конструкции тепловозного дизеля

--PAGE_BREAK--где xS — коэффициент потерь; выбирается в пределах 0,92 — 0,95.
При проектировании двухтактного дизеля в зависимости от требуемой величины наддува применяют одно- или двухступенчатый наддув. При давлении РS  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 NПН180 кВт.
При давлении РS 0,15 МПа применяют двухступенчатый наддув с охлаждением наддувочного воздуха. Схема воздухоснабжения зависит от конкретных данных и выбирается студентом. Порядок расчета мощности, потребляемой компрессорами, и температуры на входе в дизель аналогичен описанному выше для четырехтактного дизеля. Следует учесть, что общая степень повышения давления в компрессорах:
 , (17)
Выбор степеней повышения давления воздуха в ступени сжатия зависит от схемы воздухоснабжения. Как правило, степень повышения давления воздуха в компрессоре, приводимого от вала дизеля, не превышает 1,25 — 1,35 и выбирается из условий обеспечения работы двигателя на холостом ходу при минимальной угловой скорости коленчатого вала.
При двухступенчатом сжатии температура воздуха на выходе из компрессора 1-й ступени сжатия определяется по формуле:
, К (18)
При промежуточном охлаждении наддувочного воздуха его температура на выходе из компрессора второй ступени составляет:
 , К (19)
где Т1I, Т2I — температура воздуха на входе (1) и выходе (2) из компрессора I-й ступени сжатия (для современных тепловозных дизелей t2I=100 — 1400С );
К(I), К(II) — степень повышения давления воздуха в I и II -й ступенях сжатия;
hК(I), hК(II) — КПД компрессора I и П ступеней сжатия.
Потери давления наддувочного воздуха оцениваются на основании соотношения (16).
2.2.Процессы наполнения и сжатия
Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:
·                    для 4-х тактных двигателей без наддува:
Ра= (0,85 — 0,90).Р0, (20)
·                    для 4-х тактных двигателей с наддувом:
Ра= (0,90  0,96).РS, (21)
·                    для 2-х тактных двигателей о прямоточной продувкой:
Ра= (0,85  0,90).РS, (22).
Температура воздуха в конце наполнения:
 , К (23)
где ТS — температура воздуха на входе в двигатель;
 DТ — приращение температуры воздуха в цилиндре;
 Тr — температура остаточных газов в цилиндре двигателя;
 gr — коэффициент остаточных газов.
Величина:
 , К (24)
где DТкин — повышение температуры свежего заряда за счет преобразования кинетической энергии в тепловую (DТкин = 5 — 7 К);
 DТm — повышение температуры воздушного заряда за счет подогрева от стенок цилиндра (DТm= 5 — 8 К).
Величины коэффициента остаточных газов и Тr принимаются в пределах:
·                    4-х тактные дизели без наддува gr = 0,03 -0,06, Тr = 700 — 800 К;
·                    4-х тактные дизели c наддувом gr = 0,01 0,03, Тr = 600  700 К;
·                    2-х тактные дизели с клапанно-щелевой продувкой gr = 0,06 0,08,
Тr = 700  800 К;
·                    2-х тактные дизели c прямоточно-щелевой продувкой gr = 0,03 0,06,
Тr = 600  700 К.
Коэффициент наполнения hV определяется по формуле:
 , (25)
где e — степень сжатия;
 Gд1 – коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндров двигателя Gд1=1,02  1,07.
Перед определением hV необходимо выбрать величину степени сжатия e.
При выборе e учитывают максимально-допустимое давление сгорания в двигателе [РZ]maх. Выбранная величина степени сжатия не должна превышать значения:
 , (26)
где  — степень повышения давления при сгорании;
 n1 — среднее значение показателя политропы сжатия.
Допустимое давление сгорания [РZ]maх в современных дизе­лях находится в пределах 12 — 14 МПа и зависит от выбранной конструкции двигателя.
Степень повышения давления  и степень сжатия e выбираются так, чтобы величина  находилась в пределах 1,3 — 1,8, а величина e в пределах, указанных на рис. 2.
Показатель политропы сжатия n1 в современных двигате­лях зависит от конструкции системы охлаждения и потерь тепла в цилиндре при сжатии. Величина n1 выбирается в пределах 1,34  1,36.
Определяем действительный рабочий объем цилиндра Vh` в момент закрытия впускного органа газораспределения (фаза jа):
 , м3
где R – радиус кривошипа равен значению S/2, м;
  — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна  принимается (0,2  0,25);
 jа — фаза запаздывания закрытия впускного органа определяется исходя из типа рассчитываемого двигателя и может соответствовать фазе jа уже существующих тепловозных двигателей (см. табл.2.).
Таблица 2.
Дизель
ПД1М
K6S310DR
У1Д6
1Д12-400
1Д12Н-500
М756
Д70
Д49
Фаза jа,0пкв
35
35
48
48
50
56
46
28
Определяем объем сжатия:
 , м3
Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:
 , кг (27)
где РS` — давление наддувочного воздуха в МПа.
Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:
 , кг
Давление воздуха в конце сжатия:
 , МПа (28)
Температура воздуха в конце сжатия:
 , К (29)
По условию возможности надежного самовоспламенения топ­лива значение температуры ТС должно быть не менее 750 К.

2.3.Процесс сгорания
Целью расчета процесса сгорания является определение температуры ТZ и давления РZ рабочего тела в точке расчетной индикаторной диаграммы и степени предварительного расширения .
При расчетах рабочего цикла весовой состав дизельного топлива по химическим элементам принимается:
углерода С = 0,86, водорода Н = 0,13 и кислорода О = 0,1.
Коэффициент избытка воздуха  оказывает непосредственное влияние на качество процесса сгорания топлива, а, следовательно, и на величину индикаторного КПД двигателя. Для дизелей с наддувом при определенных значениях коэффициента избытка воздуха удельный расход топлива достигает минимального значения.
Ориентировочно можно принимать, что расчетная величина коэффициента избытка воздуха находится в пределах для комбинированных двигателей  = 1,8  2,2, для двигателей без наддува —  = 1,7 — 2,0.
Определяем цикловую подачу топлива:
 , кг/цикл (30)
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 xZ — коэффициент использования теплоты в точке “z”;
mCV’ — средняя молярная теплоемкость свежего заряда при постоянном объеме, кДж/моль.К;
mCР’ — средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении в точке “z”, кДж/моль.К;
Z — расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке “z”;
ТZ — температура рабочего тела в точке “z”, К;
L0 — количество киломолей воздуха, необходимое для сгорания I кг топлива при к = 1 (L0= 0,486).
Так как величины теплоемкостей приближенно являются ли­нейными функциями температуры, то уравнение (31) является квадратным относительно ТZ.
Рекомендуется следующий порядок определения величин, входящих в уравнение (31).
2.3.1.Определяют коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:
 , (32)
2.3.2.Выбирают значение коэффициента использования теп­лоты в пределах:
·   для дизелей средней быстроходности x = 0,75 — 0,85;
·   для быстроходных дизелей x = 0,8  0,9.
2.3.3.Выбирают коэффициент выделения теплоты ХZв конце «видимого» сгорания
Для двигателей средней быстроходности можно принять ХZ = 0,65 — 0,9; для быстроходных дизелей ХZ = 0,75 — 0,85.
2.3.4.Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:
 , (33)

2.3.5.Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:
 , (34)
2.3.6.Выбирают значение степени повышения давления при сгорании
от которой зависят экономичность дизеля, его динамические характеристики и весовые показатели. В существующих конструкциях дизелей  колеблется в пределах 1,2 — 2,2. Для дизелей с наддувом с целью обеспечения минимальных удельных эффективных расходов топлива целесообразно на расчетном режиме вести рабочий процесс при  =1,3 — 1,8. Необходимо учитывать, что получив­шаяся максимальная величина давления сгорания РZне должна превосходить РZ = 12 — 14 МПа, так как при более высоких значениях РZ возрастает вес дизеля и деталей кривошипно-шатунного механизма.
2.3.7.Для определения значений средних молярных теплоемкостей свежего заряда воздуха mCV’
может быть использовано приближенное соотношение:
 , (35)
2.3.8.Определение значений средней мольной теплоемкости продуктов сгорания
производится с учетом теплоемкостей смеси чистого воздуха и чистых продуктов сгорания (чпс):
 , (35)
где mCVчпс — мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;
(-х) — доля чистого воздуха в продуктах сгорания;
х — доля чистых продуктов сгорания, численно равная коэффициенту выделения тепла:
 , (37)
2.3.9.Учитывая, что:
 , из выражения (36) в точке “z” получим значение mC’’РZ:
 , (38)
Задаваясь в первом приближении температурой в точке Z равной 1800 К, определяют теплоемкость mC’’РZ и температуру ТZ по уравнению (31). При отклонении ТZ от 1800 К более, чем на 50 К, расчет повторяют.
Температура ТZ находится в пределах 1750  1950 К.
Более высокие значения ТZ нежелательны во избежание существенных потерь теплоты от значительной диссоциации моле­кул газов.
Максимальное давление сгорания РZ и степень предварительного расширения  определяют из соотношений:
 , (39)
 , (40)
2.4.Процесс расширения
По углу открытия выпускных органов газораспределения jВ определяют объем рабочего тела VВ в точке “в”:
 ,
Таблица 3.
Дизель
ПД1М
K6S310DR
У1Д6
1Д12-400
1Д12Н-500
М756
Д70
Д49
Фаза jв,0пкв
70
45
48
48
60
56
49
59,5
Степень последующего расширения определяют из соотношения
 , (41)
Для определения температуры рабочего тела в конце расши­рения (точка “в” расчетной индикаторной диаграммы) используют уравнения:
 , К, (42)
где n2 — среднее значение показателя политропы расширения, и уравнение теплового баланса процесса расширения с учетом тепловыделения от догорания топлива на линии расширения:
 , (43)
где
 ,
Уравнения (42) и (43) решаются совместно одним из числен­ных методов.
Обычно для тепловозных дизелей величины n2 = 1,21 -1,3, ТВ = 900 -1200 К.
Давление в конце расширения определяют по формуле:
 , МПа (44)
У современных тепловозных дизелей давление в конце расширения достигает величины РВ = 0,5 — 1,0 МПа.
Температура ТВ не должна превышать 1200 К во избежание значительного перегрева выпускных клапанов, головок порш­ней и пригорания поршневых колец.
2.5.Определение температуры газов, на входе в турбину и баланса мощностей компрессора и турбины
2.5.1.Схематически можно принять
что в процессе выпуска последовательно происходят изоэнтальпийное истечение газов из цилиндров в выпускной коллектор, их перемешивание с продувочным воздухом и перенос отработавших газов к турбине с некоторой потерей теплоты в стенки коллектора.
При перемешивании газов с наддувочным воздухом из уравнения баланса теплоты находится температура смеси.
Уравнение баланса теплоты может быть представлено в виде:
 , (45)
где GS; G — суммарный и теоретический расход воздуха;
ТСМ, ТS; ТВ — температуры смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в”:
mCРСМ; mCРS и mCРВ — молярные теплоемкости смеси, воздуха в ресивере и газов в точке “в” (берутся из курса теплотехники).
Принимая mCРВ = mСРСМ, получим
 , (46)
Температуру смеси рабочего тела перед турбиной определя­ют с учетом потерь теплоты на охлаждение:
 , (47)
где yr — коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе;
Т’W — температура теплоносителя, охлаждающего коллектор.
В тепловозных дизелях величина yr находится в преде­лах:
·                    для коллектора, охлаждаемого водой — 0,1 — 0,15;
·                    для неохлаждаемого коллектора — 0,01 — 0,03.
В случае охлаждения коллектора водой значение Т’W принимается в пределах 320 — 360 К. Для неохлаждаемого коллектора значение Т’W принимается равной температуре воздуха в кузове тепловоза.
2.5.2.Мощность турбины
зависит от расхода смеси GZ, температуры смеси ТСМ на входе в турбину, перепада давлений в турбине Т и КПД hТ. Для обеспечения продувки двигателя перепад давлений по двигателю для 4-тактных дизелей не должен быть ниже  , а для 2-тактных дизелей  (где РТ — давле­ние газов перед турбиной).
Тогда:
 , (48)
где xr — коэффициент потерь давления в выпускной системе xr = 0,9 — 0,95.
Мощность турбины:
 , (49)
где КГ — показатель адиабаты выпускных газов КГ = 1,32  1,35;
Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требу­емый КПД турбины:
 , (50)
где NК подсчитана по формуле (13).
Полученные величины требуемого КПД не должны быть вы­ше значений, реально достигаемых в настоящее время hТ 0,8  0,85.
Если требуемый КПД турбины будет выше, это значит, что выбранная схема воздухоснабжения и температура рабочего тела на выходе из дизеля ТВ не обеспечивают получения заданного давления наддува. Необходимо снизить величину  за счет увеличения проходных сечений при газообмене или увеличить степень предварительного расширения за счет снижения . Последнее нежелательно, так как приведет к снижению максимального давления сгорания, к повышению температуры в точке “в” и к снижению эффективного коэффициента полезного действия двигателя.
2.6.Технико-экономические показатели проектируемого дизеля
Величина среднего индикаторного давления:
, Па (51)
Для 4-х тактных дизелей y = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают jП = 0,94 0,96. Для 2-х тактных дизелей при прямоточно-щелевой продувке j = 1,0, а при прямоточно-клапанной – 0,97 0,99.
Принимая по опытным данным значение механического КПД hМ в пределах:
·                    для 4-х тактных дизелей: без наддува @ 0,75  0,80;
 с наддувом @ 0,80  0,92;
·                    для 2-х тактных дизелей: без наддува @ 0,7 — 0,75;
    продолжение
--PAGE_BREAK--
    продолжение
--PAGE_BREAK--·                    для шатунной шейки  , Н/м2
где g — коэффициент, учитывающий степень увеличения нагрузки на коренную шейку за счёт соседних цилиндров:
g = 1,1 -1,25 — для 4-х тактных двигателей;
g = 1,2 1,5 — для 2-х тактных двигателей;
РZ — максимальная сила от давления газа, действующая в цилиндре;
К’max  (10  20) МПа — для высокооборотных и средней оборотности двигателей;
К’max  (25  38) МПа — для V-образных форсированных двигателей.
Средние окружные скорости скольжения шеек:
 , м/с
где d — диаметр коренной и шатунной шейки, м.
Для тепловозных дизелей vср = 6,0  10 м/с.
Литые коленчатые валы дизелей изготавливаются из высокопрочных чугунов с шаровидным графитом, модифицированные ферродобавками с временным сопротивлением на разрыв металла не менее 5,0 МПа. Применяются также жаропрочные чугуны с повышенными механическими свойствами. Например, чугуны марок ВЧ60-2 и ВЧ50-2 позволяют применять поверхностное азотирование. В любом случае необходимо помнить, что снизить нагрузку на подшипники шатунной шейки коленчатого вала можно двумя путями: увеличивая диаметр шейки, или ее длину.
5.2.Поршни
У современных форсированных тепловозных дизелей поршневая мощность достигает значений 55 кВт/дм2 при Рz=12 — 14 МПа. Это приводит к существенному росту термических и механических нагрузок на поршни. Поэтому, как правило, поршни 2-х тактных, а также форсированных 4-х тактных дизелей выполняются охлаждаемыми.
Для изготовления поршней используют чугун, алюминиевые и магниевые сплавы, сталь. Чаще всего поршни изготавливают из чугуна и алюминиевых сплавов.
В зависимости от типа двигателя ориентировочно принимаются основные размеры поршня и составляется его эскиз. Для 4-х тактных дизелей “длинные” поршни (см. рис.11) принимаются при средней быстроходности и рядном расположении цилиндров. “Короткие” поршни (см. рис. 12) преимущественно применяются в высокооборотных дизелях с V-образным расположением цилиндров.
Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев и колец определяются из соотношений, представленных в табл. 8.
Таблица 8.
Параметры Значения для дизелей Диаметр поршня (DП), мм
П.п. 1.1. и 1.2.
Толщина днища поршня (), мм:
·                                              охлаждаемого
·                                              неохлаждаемого
(0,08 -0,2)Dц
(0,04 0,08)Dц
Расстояние от кромки поршня до первого кольца (е), мм
(1,0 -3,0)
Толщина цилиндрической стенки (m), мм
(0,05 0,08)Dц
Длина поршня (H), мм
(1,5 2,0)Dц
Расстояние от оси пальца до нижней кромки, мм
(0,8 1,2)Dц
Диаметр пальца (dП), мм
(0,35 0,5)Dц
Длина пальца (lП), мм:
·                                              закрепленного
·                                              плавающего
(0,88 0,93)Dц
(0,8 0,87)Dц
Диаметр внутреннего отверстия пальца (dПВ), мм
(0,4 -0,7)dп
Число компрессионных колец
(5 -7)
Толщина кольца (радиальная) (t), мм
(1,25 1,35)Dц
Высота кольца (а), мм
(0,5 -1,0)t
Число маслосъемных колец
(1 4)
Высота перемычки между канавками в поршне, мм
(1,0 1,3)а
Высота поршня Н проверяется по удельному давлению на стенку поршня:
 ,
где N max — максимальная сила бокового давленая на стенку поршня цилиндра, МН;
Н — длина тронковой части поршня (за вычетом ширины колец).
Для чугунных неохлаждаемых поршней Кmax= 0,35  0,45, МПа, для чугунных охлаждаемых — 0,55 — 0,65, а для алюминиевых — 0,8 — 1,0, МПа. Для некоторых форсированных дизелей значение Кmax может быть повышено до 1,1 МПа.
5.3.Шатун.
В зависимости от типа двигателя выбирается конструкция шатуна, и принимаются его ориентировочные размеры.
Размеры нижней головки шатуна следует согласовать с размерами шатунной шейки коленчатого вала, а верхней – с размерами поршневого пальца и расстоянием между внутренними гранями бобышек поршня.
В зависимости от типа двигателей по литературным данным [1, 2] выбирается конструкция шатуна (см. рис.13 — 15) и принимаются его ориентировочные размеры. При этом расчёт выполняется при выбранном значении - (отношение радиуса кривошипа R, к длине шатуна L), связанного с величиной силы N и габаритными размерами двигателя.
Ориентировочная длина втулки верхней головки шатуна lш рассчитывается из соотношения:
·                    для закреплённого в бобышках поршневого пальца:
 , м;
·                    для плавающего поршневого пальца:
 , м;
Проверочный расчёт на прочность производился, как правило, для стержня шатуна из условия деформации его от действия максимальной величины силы К:
 , МПа,
где Fст = 0,06  0,12 — средняя площадь поперечного сечения стержня, м.
[sсж]  80  120 МПа — для углеродистых сталей и
[sсж]  120 — 180 МПа – для легированных сталей.
Ориентировочные размеры шатунов определяются из соотношений, представленных в табл. 9.

Таблица 9.
  Значения для дизелей Параметры Рядный V-образный
Главный
Прицепной
Отношение L/R
3,5  5
3,5  4,5
2,5  3
Диаметр пальца, dп
(0,4-0,45)D
(0,4-0,45)D
(0,4-0,45)D
Диаметр головки, dг
(1,5-1,7)dп
(1,4-1,5)dп
(1,4-1,5)dп
Диаметр шейки, dш
(0,6-0,8)D
(0,6-0,8)D
Толщина вкладыша Sв (в для прицепного), мм
1 — 4
1  4
(0,07-0,12)dп
Толщина вкладыша, Sм (п для прицепного),
(0,02-0,03)D
(0,06-0,08)dп
Ширина шатуна, l1:
-                             при двух болтах
-                             при четырех болтах
(1,5 — 1,6)dш
(1,3 — 1,4)dш
(0,9-1,2)dп
Расстояние между шатунными болтами, l2:
-                             при двух болтах
-                             при четырех болтах
(1,2-1,25)dш
(1,13-1,2)dш
(1,15-1,2)dш
(1,15-1,2)dш
Ширина нижней головки, в (l2 для прицепного)
(0,8 — 1,5)dш
(0,7-0,9)dш
(0,7-0,9)dп
Толщина крышки, h1
(0,5-0,65)dш
(0,25-0,3)dш
Толщина нижней головки, h2
(0,55-0,65)dш
Диаметр отверстия под палец прицепного шатуна, d (d1 для прицепного)
(0,85-0,9)dп
(0,85-0,9)dп
Диаметр отверстия под вкладыш, dш+2Sм (d2 для прицепного)
(0,6-0,8)D+
2(0,03-0,07)D
(0,6-0,8)D+
2(0,02-0,03)D
(0,6-0,8)D+
2(0,06-0,08)D
Наружная ширина прицепной проушины, в1, мм
в — 2мм
Внутренняя ширина прицепной проушины, в2
0,6.в1
5.4.Втулка цилиндра
Конструкция цилиндровых втулок некоторых тепловозных дизелей приведена на рис.16. Конструктивные соотношения в данных методических указаниях не рассматриваются.

6.РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДИЗЕЛЯ
Построение векторной диаграммы производится для оценки величины и направления силы, действующей на шейку кривошипа при каждом его положении, а также ее максимального и среднего значений. У однорядного двигателя на шатунную шейку действуют тангенциальная сила Т, нормальная сила Z и центробежная сила СШВ от вращающейся массы шатуна (см. рис. 5).
Сила СШВ постоянна по величине и направлению действия по отношению к шатунной шейке и при заданной угловой скорости коленчатого вала определяется по формуле:
 , Н (66)
где МШВ — масса шатуна, участвующая во вращательном движении. Принимают МШВ = МП при простом КШМ и МШВ = 2.МП для главного шатуна при наличии прицепного шатуна V-образного двигателя.
Алгебраическая сумма нормальных сил, действующих на шейку Z’ равна . Графически величину силы можно определить по кривой Z=f(j) (рис. 6, 7), сместив ось ординат на величину СШВ.
В V-образном двигателе на шатунную шейку действует алгебраическая сумма сил ТS и Z’S правого и левого цилиндров. Для упрощения расчета этих сил приняты допущения:
— индикаторные диаграммы в правом и левом цилиндрах идентичны, а поршни цилиндров соединяются с шатунной шейкой с помощью вильчатых или смещенных шатунов.
Силы ТS и Z’S определяют алгебраическим суммированием ординат кривых Т и Z’, смещенных по абсциссе на угол фазового смещения рабочих циклов правого и левого цилиндров. Для двухтактных двигателей этот угол равен углу развала цилиндров. Для четырехтактных двигателей можно принимать, что угол фазового смещения равен углу развала цилиндров плюс 3300поворота коленчатого вала.
По полученным ТS и Z’S строится векторная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку.
Оси координат целесообразно связать с кривошипом. Начало координат располагают в центре шатунной шейки (точка 0, рис.8) ось абсцисс совпадает с направлением нормальной силы Т (или ТS для V-образного двигателя), а ось ординат — с направлением тангенциальной силы Z (или Z’S для V-образного двигателя).
Положительные направления осей координат можно условно определить так же, как и для сил Z и Т. Для каждого положения кривошипа, начиная от 00и до конца цикла откладыва­ют в выбранном масштабе векторы сил Т(QТ) и Z(QZ) (за вычетом CШВ) и строят суммарные векторы Q:
 .
Концы векторов отмечают соответствующим утлом поворота кривошипа и соединяют последовательно плавной кривой, которая образует векторную диаграмму.
Радиусы-векторы, соединяющую точку 0 с точками на контуре векторной диаграммы, выражают по величине и направлению удельные силы Q, действующие на шатунную шейку вала при данных углах поворота кривошипа. Соответствующая каждому вектору сила приложена к поверхности шейки в точке пересечения окружности шейки с линией действия вектора (точка А, рис.8.) и направлена к центру 0.

7.ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО РАЗРАБОТКЕ ЧЕРТЕЖА ПОПЕРЕЧНОГО РАЗРЕЗА ДИЗЕЛЯ И УЗЛА
Поперечный разрез дизеля по одному из цилиндров при рядном их расположении и по двум при V-образном вычерчивается на листе формата А1 (576 х 814 мм).
Пособиями при разработке поперечного разреза двигателя могут служить альбомы, каталоги и отдельные чертежи тепловозных дизелей, техническая литература, содержащая описание и анализ выполненных конструкций, а также рекомендации по их выбору и расчету (см. список рекомендованной литературы). Студент должен из большого разнообразия конструктивных форм отдельных узлов и деталей выбрать наиболее прогрессивные и технологическом и технико-экономическом отношениях, учитывая особенности проектируемого дизеля (принятую схему расположения цилиндров, тактность, оборотность, величины давления наддува и максимального давления сгорания и т.д.).
На поперечном разрезе должны быть в соответствующем масштабе показаны: детали остова двигателя (поддизельная рама, картер, цилиндровые гильзы и крышки), их соединения, детали кривошипно-шатунного механизма (в соответствии с ранее проведенным расчетом), механизм газораспределении (вал, толкатели;, штанги, коромысла, клапаны), воздушные ресиверы и выхлопные коллекторы, корпуса форсунок и индивидуальных топливных насосов с толкателями и валом (блочные топливные насосы могут не показываться).
Мелкие детали (трубки системы смазки, топливопроводы болтовые соединения) на поперечном разрезе могут не показываться, однако студент обязан знать их устройство и работу.
Болты и шпильки могут полностью не вычерчиваться, а заменяться осевыми линиями.
Спецификация наиболее ответственных деталей, (коленчатый вал, части остова, поршень, шатун и т.д.) с указанием количества и материалов, выполненная в соответствии с требованиями ЕСКД, вкладывается в записку. В спецификацию следует также включить отдельные агрегаты, если они изображены на чертеже (форсунки, топливные насосы и др.) с указанием их количества на дизель. На поперечном разрезе двигателя показываются его габаритные размеры (ширина, высота). На свободном месте листа в виде таблицы необходимо выписать основные данные, характеризующие двигатель (тактность, номинальную и эффективную мощность, частоту вращения коленчатого вала, число цилиндров, их диаметр, ход поршня, среднее эффективное давление, максимальное давление сгорания, степень сжатия, значение эффективного КПД, а также вычертить в упрощенном виде в масштабе 1:50 или 1:100 вид дизеля сбоку.
При выполнения чертежа поперечного разреза дизеля обязательно проверяются: 1) ход поршня, 2) необходимая минимальная длина цилиндровой гильзы, 3) возможность выемки шатунов через гильзы цилиндров, 4) относительное расположение шатунов и гильз цилиндров при работе дизеля.
Изображаемые на чертеже поперечного разреза дизеля детали: коленчатый вал, поршень, поршневой палец, шатуны должны как по конструктивным формам, так и по размерам соответствовать эскизам в пояснительной записке.
В качестве узлов, подлежащих конструктивной разработке, могут быть рекомендованы: 1) поршень в сборе; 2) шатун в сборе; 3) форсунка; 4) топливный насос; 5) механизм газораспределения (от распределительного вала до клапанов включительно); 6) крышка цилиндра в сборе; 7) привод распределительного вала; 8) толкатель топливного насоса; 9) регулятор предельного числа оборотов коленчатого вала (регулятор безопасности); 10) масляный насос; 11) водяной насос; 12) привод масляного насоса; 13) привод водяного насоса; 14) коренные подшипники коленчатого вала (в сборе); 15) воздуходувка; 16) привод воздуходувки; 17) вал топливных насосов; 18) привод вала топ­ливных насосов; 19) турбокомпрессор и др.
Задание на разработку узла дается консультантом, по указанию которого студент должен выполнить необходимые при конструировании узла расчеты.
Разработанный узел вычерчивается на листе так, чтобы имелось полное представление о его конструкции и работе. В необходимых случаях на чертеже узла намечается (штриховыми или более тонкими линиями) обстановка — контуры сопрягаемых узлов или деталей, ограничивающих размеры проектируемого узла или сказывающихся на параметрах кинематики его деталей.
    продолжение
--PAGE_BREAK--