42

42

МИНИСТЕРСТВО ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ РОССИЙСКОЙ

ФЕДЕРАЦИИ

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ (МИИТ)

Кафедра "Локомотивы и локомотивное хозяйство"

РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ВЫБОР ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ

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

Принял: профессор Васильев В.Н.

Москва - 2008 г.

СОДЕРЖАНИЕ

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

1. ВЫБОР ТИПА И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИЗЕЛЯ

Длина дизеля

Ширина двигателя

Высота двигателя.

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

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

2.1.1. Расчет количества воздуха и давления наддува.

2.1.3. Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

2.2. Процессы наполнения и сжатия

2.3. Процесс сгорания

2.4. Процесс расширения.

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

2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

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

5. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ

5.1. Коленчатый вал

5.2. Поршни.

5.3. Шатун

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

7. Индивидуальное задание: Масляные фильтры тонкой очистки масла

БИБЛИОГРАФИЯ.

1. ВЫБОР ТИПА И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИЗЕЛЯ

1.1. Мощность N_е, угловая скорость вращения коленчатого вала , тактность и, условия работы дизеля задаются консультантом проекта. В процессе проектирования, по согласованию с консультантом при наличии соответствующих обоснований заданные величины могут быть откорректированы.

Эффективная мощность дизеля кроме угловой скорости и тактности зависит от величин среднего эффективного давления Р_а, реализуемого при рассматриваемом режиме работы, рабочего объема цилиндра V_h и числа цилиндров Z. При проектировании дизелей величины, определяющие их эффективную мощность, выбираются с учетом опыта эксплуатации ухе построенных двигателей, а также весовых и габаритных ограничений, выдвигаемых специфическими условиями работы проектируемого двигателя.

Мощность двигателя определяется соотношением:

, кВт

где Р_е - среднее эффективное давление, Па;

- угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с;

Z - число цилиндров;

V_h - рабочий объем цилиндров, м³;

- коэффициент тактности.

Pe=0,7-1,2мПа=0,7мПа.

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

Рабочий объем цилиндра определяется из соотношения:

, м³

V_h=3,14*0,256²*0,256/4=0,20096 (м³⁾

где D - диаметр поршня, м;

S - ход поршня, м.

Тогда:

, кВт. (1)

Коэффициент тактности принимается равным двум для 2-х тактных и четырем - для 4-х тактных двигателей.

Среднее эффективное давление и средняя скорость поршня выбираются на основании опыта конструирования, доводки и эксплуатации существующих двигателей.

В зависимости от заданной мощности предварительно выбирается величина среднего эффективного давления по рис.1.

Средняя скорость поршня C_m является параметром, определяющим степень быстроходности и долговечности дизеля. Для выполненных тепловозных двигателей средние скорости поршня имеют значения:

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

Двигатели с высокими значениями C_m характеризуются меньшими габаритами и массой. Для их изготовления применяются материалы повышенного качества и износостойкости, повышается класс точности изготовления дизелей, в процессе эксплуатации для смазки используются высококачественные сорта масел с присадками с тем, чтобы сохранить моторесурс на требуемом уровне. Поэтому по возможности выбирают меньшую скорость поршня.

Скорость поршня определяется из соотношения:

, м/с (2)

С учетом (2) эффективная мощность определяется:

, кВт (3)

Число цилиндров в тепловозных дизелях в зависимости от общей мощности, размеров цилиндра и тактности колеблется от 6 до 24 для 4-х тактных и 10 -?16 для 2-х тактных.

У 4-х тактных двигателей, исходя из условий уравновешивания и необходимой равномерности крутящего момента, применяют четное число цилиндров (6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20 и 24). При числе цилиндров от 6 до 8 обычно применяет рядное расположение. При числе цилиндров больше 8 переходят к V - образному их расположению.

Диаметры цилиндров построенных тепловозных дизелей изменяются в пределах:

- D = 0,170 - 0,300 м для 4-х тактных дизелей с нераздельной камерой сгорания;

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

, м (4)

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

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

Отношение S/D не должно выходить за рекомендуемые пределы.

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

Длина дизеля

, м (5)

где D - диаметр цилиндра, м;

К = Z - для рядных двигателей;

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

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

L=1,16*0,256*4+1,5=2,69 (м)

Таблица 1

Диаметры и числа цилиндров проектируемого двигателя.

Ширина двигателя

, м (6)

B=7*0,256=1,79(м)

Высота двигателя

, м (7)

H=6*0,256=1,53(м)

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

5,0 ? 7,0 - для V - образных двигателей;

10 ??13,0 - для 2-х тактных двигателей с противоположно-движущимися поршнями.

После определения габаритных размеров дизеля производят проверку его размещения в кузове тепловоза.

Проверяют наличие необходимой ширины проходов по обе стороны от дизеля. От внешнего контура дизеля до боковых стенок кузова тепловоза должно быть 0,7 м на высоте груди человека (на расстоянии от настила 1,5 м), что обеспечивает нормальное и безопасное обслуживание дизеля.

В отдельных исключительных случаях допускается местное сужение прохода до 0,5 м.

Эскиз установки дизеля на тепловозе выполняется в масштабе 1:20 и прилагается к записке.

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

Целью расчета рабочего процесса дизеля является определение параметров, необходимых для реализации заданной мощности при заданной угловой скорости коленчатого вала и выбранных геометрических размерах цилиндра.

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

2.1.1. Расчет количества воздуха и давления наддува.

Количество воздуха, необходимого для работы, зависит от мощности, выбранных ранее (см. п.1) геометрических размеров цилиндров, качества газообмена и других, факторов.

Расход воздуха через двигатель определяется из соотношения:

, кг/с (8)

где в_т - расход топлива двигателем, кг/с;

?_?- суммарный коэффициент избытка воздуха;

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

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

, кг/с (9)

где N_е - эффективная мощность дизеля, кВт;

Н_и - теплотворная способность топлива, кДж/кг;

_е - эффективный КПД двигателя.

B_т =650/42500*0,40=0,038 кг/с.

С учетом (9) получим:

(10)

Величины ?_? и _е предварительно выбираются по справочным данным. Обычно для 4-х тактных тепловозных дизелей характерно ??2,1 - 2,6 _е=0,40-0,43, а для 2-х тактных соответственно - ??2,5 -?2,9 и _е=0,34 - 0,38

Величины L₀^` и Н_и принимаются равными 14,35 и 42500 кДж/кг.

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

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

, кг/с. (11)

где _к - коэффициент избытка продувочного воздуха.

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

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

G=1,371*1,1^-1=1,246 кг/с.

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

, МПа (12)

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

Т_S - температура наддувочного воздуха, К.

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

R_В - газовая постоянная воздуха, 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. Выбор схемы наддува.

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

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

, Вт (13)

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

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

?_к=0,154/0,103=1,495

Р₀ - давление воздуха на входе в компрессор ,

₀ - потери в воздухозаборных устройствам и фильтрах ₀ = 6,95 - 0,97;

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

к - показатель адиабаты сжатия (к = 1,4).Расчитаем мощность компрессора.Возьмём T₁=293 K.

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

2.1.3. Расчет параметров рабочего тела на входе в цилиндры

Температура воздуха на выходе из компрессора:

, К (14)

T₂=293*((1+(1,11-1/0,78-1))=334,02 K.

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

, К (15)

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

где _х - коэффициент эффективности охладителя;

Т_W - температура теплоносителя, охлаждающего наддувочный воздух.

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

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

В случае применения воздуховоздушного охладителя температура Т_W принимается равной Т₀=293 К.

Потери давления воздуха по тракту и в воздухоохладителе оцениваются приближенно:

, (16)

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

P_s¹=0,95*0,154=0,1463 Мпа.

2.2. Процессы наполнения и сжатия

Давление свежего заряда в конце наполнения определяется по формулам:

для 4-х тактных двигателей с наддувом:

Р_а = (0,90 ? 0,96)^.Р_S , (21)

P_a=0,96*0,154=0,147 Мпа.

Температура воздуха в конце наполнения:

, К (23)

где Т_S - температура воздуха на входе в двигатель;

Т - приращение температуры воздуха в цилиндре;

Т_r - температура остаточных газов в цилиндре двигателя;

_r - коэффициент остаточных газов.

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

Величина:

, К (24)

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

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

Величины коэффициента остаточных газов и Т_r принимаются в пределах:

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

Коэффициент наполнения _V определяется по формуле:

, (25)

где - степень сжатия;

G_д1 - коэффициент, учитывающий до зарядку цилиндров двигателя G_д1=1,02 ? 1,07.

Перед определением _V необходимо выбрать величину степени сжатия .

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

, (26)

где ? - степень повышения давления при сгорании;

n₁ - среднее значение показателя политропы сжатия.

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

Степень повышения давления ? и степень сжатия выбираются так, чтобы величина ? находилась в пределах 1,3 - 1,8, а величина в пределах, указанных на рис. 2.

Показатель политропы сжатия n₁ в современных двигателях зависит от конструкции системы охлаждения и потерь тепла в цилиндре при сжатии. Величина n₁ выбирается в пределах 1,34 ? 1,36.Примем n₁ =1,34.

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

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

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

, м³

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

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

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

Таблица 2.

фаза _а=28? F_п=3,14*0,256²/4=0,052

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

Определяем объем сжатия:

, м³

^V_c=0, 0057/ (24,6-1)=0,00024 м³

Количество свежего заряда в цилиндре в конце наполнения:

, кг (27)

где Р_S^` - давление наддувочного воздуха в МПа.

M_1ц=(0,1463*0,0057*0,809*10⁶)/(287*370)=0,0063 (кг)

Масса рабочего тела в цилиндре в конце наполнения:

, кг

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

Давление воздуха в конце сжатия:

, МПа (28)

P_c=0,147*24,6^1,34=10,74 Мпа.

Температура воздуха в конце сжатия:

, К (29)

T_с=390*24,6^0,34=1159 K.

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

2.3. Процесс сгорания

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

При расчетах рабочего цикла весовой состав дизельного топлива по химическим элементам принимается:

углерода С = 0,86, водорода Н = 0,13 и кислорода О = 0,1.

Коэффициент избытка воздуха ? оказывает непосредственное влияние на качество процесса сгорания топлива, а, следовательно, и на величину индикаторного КПД двигателя. Для дизелей с наддувом при определенных значениях коэффициента избытка воздуха удельный расход топлива достигает минимального значения.

Ориентировочно можно принимать, что расчетная величина коэффициента избытка воздуха находится в пределах для комбинированных двигателей

? =2,2,

Определяем цикловую подачу топлива:

, кг/цикл (30)

g_ц=0,0063/2,2*14,35=0,0001 кг/цикл

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

, (31)

где _Z - коэффициент использования теплоты в точке “z”;

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

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

?_Z - расчетный коэффициент молекулярного изменения в точке “z”;

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

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

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

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

2.3.1. Определяют коэффициент молекулярного изменения при полном сгорании:

, (32)

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

2.3.2. Выбирают значение коэффициента использования теплоты в пределах:

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

для быстроходных дизелей = 0,8 ? 0,9.

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

2.3.4. Подсчитывают коэффициент использования теплоты в точке Z:

, (33)

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

2.3.5. Коэффициент молекулярного изменения в точке Z:

, (34)

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

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

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

, (35)

mC_v=18,576+0,0025*1159=21,473

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

, (35)

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

где mC_V^чпс - мольная теплоемкость чистых продуктов сгорания;

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

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

, (37)

mC^чпс_v=19,487+0,0036*1800=25,966

2.3.9. Учитывая, что:

mC_p=8,312+23,311=31,623

из выражения (36) в точке “z” получим значение mC_РZ:

, (38)

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

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

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

Температура Т_Z находится в пределах 1750 ? 1950 К.

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

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

, (39)

P_z=1,3*10,74=13,962 Мпа.

, (40)

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

2.4. Процесс расширения

По углу открытия выпускных органов газораспределения _В определяют объем рабочего тела V_В в точке “в”:

,

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

Таблица 3.

Степень последующего расширения определяют из соотношения

, (41)

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

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

, К, (42)

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

, (43)

где

,

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

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

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

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

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

n₂=((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.

Давление в конце расширения определяют по формуле:

, МПа (44)

Р_В=13,962/22,9^1,3=0,238 Мпа.

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

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

2.5.1. Схематически можно принять, что в процессе выпуска последовательно происходят изоэнтальпийное истечение газов из цилиндров в выпускной коллектор, их перемешивание с продувочным воздухом и перенос отработавших газов к турбине с некоторой потерей теплоты в стенки коллектора.

При перемешивании газов с наддувочным воздухом из уравнения баланса теплоты находится температура смеси.

Уравнение баланса теплоты может быть представлено в виде:

, (45)

где G; G - суммарный и теоретический расход воздуха;

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

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

Принимая mC_РВ = mС_РСМ , получим

, (46)

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

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

, (47)

T_т=660-0,11(660-350)=626 K.

где _r - коэффициент, учитывающий теплоотвод в выпускной системе;

Т_W - температура теплоносителя, охлаждающего коллектор.

В тепловозных дизелях величина _r находится в пределах:

для коллектора, охлаждаемого водой - 0,1 - 0,15;

для неохлаждаемого коллектора - 0,01 - 0,03.

В случае охлаждения коллектора водой значение Т_W принимается в пределах 320 - 360 К. Для неохлаждаемого коллектора значение Т_W принимается равной температуре воздуха в кузове тепловоза.

2.5.2. Мощность турбины зависит от расхода смеси G_Z, температуры смеси Т_СМ на входе в турбину, перепада давлений в турбине ?_Т и КПД _Т. Для обеспечения продувки двигателя перепад давлений по двигателю для 4-тактных дизелей не должен быть ниже , а для 2-тактных дизелей (где Р_Т - давление газов перед турбиной).

Тогда:

, (48)

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

?_т=1,222*0,92/1,05=1,070

Мощность турбины:

, (49)

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

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

Из баланса мощностей компрессора и турбины получим требуемый КПД турбины:

, (50)

?_т=1000/1484=0,67

где N_К подсчитана по формуле (13).

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

2.6. Технико-экономические показатели проектируемого дизеля

Величина среднего индикаторного давления:

,Па (51)

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

Для 4-х тактных дизелей = 0, и коэффициент полноты диаграммы принимают _П = 0,94 ??0,96. Принимая по опытным данным значение механического КПД _М в пределах:

для 4-х тактных дизелей: без наддува 0,75 ? 0,80;

с наддувом 0,80 ? 0,92;

определяют среднее эффективное давление:

, Па (52)

P_е=0,655*0,92=0,602 Мпа.

Эффективная мощность дизеля определяется по формуле:

, кВт (53)

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

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

Индикаторный КПД определяется из соотношения:

, (54)

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

где R_В = 0,287 кДж/кг^.К; Н_И = 42500 кДж/кг; L₀ = 14,35.

Эффективный КПД дизеля:

,

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

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

Удельный индикаторный расход топлива:

, кг/кВт^.ч (55)

g_i=3600/(42500*0,4161)=0,203 кг/кВт^.ч

Удельный эффективный расход топлива:

, кг/кВт^.ч (56)

g_e=0,203/0,92=0,220 кг/кВт^.ч

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

, кВт/л (57)

N_л=8871/(0,20096*8*1000)=5,5 кВт/л.

Для тепловозных дизелей соответственно: 4-х тактные N_Л?15, После окончания расчета рабочего процесса и технико-экономических показателей все основные результаты следует свести в таблицу 4.

Таблица 4.

Результаты расчетов.