Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
2.1 Тепловой расчёт двигателя
(Прототипный двигатель 6ЧРН 36/45)
Рассчитать рабочий процесс дизеля с газотурбинным наддувом мощность Ne = 900 э.л.с. при частоте вращения n = 375 об/мин.
Исходные данные расчёта:
Степень сжатия E = 12,5
Максимальное давление цикла Pz = 68 бар
Коэффициент избытка воздуха α = 1,9
Коэффициент остаточных газов γг= 0,04
Давление наддува Рк = 1,6 бар
Давление в выпускном коллекторе учитывая сопротивление газовой турбины Pг = 1,4 бар
Коэффициент использования тепла в точке z ξz = 0,8
Коэффициент использования тепла в точке b ξb = 0,85
Температура окружающей среды То = 290 °К
Давление окружающей среды Р0 = 1 бар
Механический КПД ηмех = 0,81.
Расчёт ведём для топлива со средним весовым составом:
C=0.87; H=0.126; O=0.004
Низшая теплотворная способность Qн=10136 ккал/кг
Расчёт:
Теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива.
L0 = моль/кг
Действительное количество молей воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива.
L = α*L0=1.9*0.495= 0.94 моль/кг
Параметры наполнения рабочего цилиндра.
Температура воздуха после нагнетания (показатель политропы сжатия принимаем n = 1,8).
=290*1,23= 358 К
Температура воздуха после холодильника:
°Κ
Температура воздуха, c учётом подогрева от стенок цилиндра ( Δt= 10°Κ)
Т= Тs+Δt =320+10= 330°К
Температура смеси свежего заряда с остаточными газами в конце впуска:
Ta = ==346°K
, где температура остаточных газов принимается 750°K
Давление воздуха после холодильника, учитывая потери в холодильнике Δp=0.03 бар (сопротивление холодильника):
Ps= Pк-Δp=1.6-0.03=1.57 бар
|
Давление начала сжатия, с учётом потери давления во впускных клапанах |
|
Ра = 0,93*Рs= 0,93*1.57= 1, 46 бар |
|
|
Коэффициент наполнения: |
|
|
ηн = ==0,89 |
Параметры процесса сжатия.
|
Средний показатель политропы сжатия |
|
n1 = Зададимся показателем политропы сжатия n1 = 1,37. n1 = 1,37≠1,372 Зададимся вторым приближением n1=1,372. n1 = 1,372≈1,3719 Окончательно принимаем n1 = 1,372. |
Температура смеси в конце сжатия:
|
Tс = =346*12.51.372-1= 885°К |
|
Давление в конце сжатия: =1,46*12,51,372=46,6996=46,7 бар |
|
Параметры процесса сгорания. |
|
Теоретический коэффициент молекулярного изменения: |
||||||
|
β0=1+=1+=1,0336 |
||||||
|
Расчётный коэффициент молекулярного изменения: |
||||||
|
β=β= |
||||||
|
Степень повышения давления: |
||||||
|
λ== |
||||||
|
Средняя теплоёмкость продуктов сгорания: |
||||||
|
Cv=, |
||||||
|
Cv=== Уравнение сгорания смешанного цикла:
Средние мольные теплоёмкости продуктов сгорания
|
||||||
|
Тогда ; ; . |
||||||
|
°K |
|
Параметры процесса расширения. |
|
Степень предварительного расширения: |
|
|
= |
|
|
Степень последующего расширения. |
|
Средний показатель политропы расширения.
|
, |
|
Принимаем первое приближение n2 = 1,266 8,0130,266=1,7394; |
|
|
, |
7.466≠7.5946
|
Принимаем второе приближение n2 = 1,262. |
|
|
8,0130,262=1,725; 7.58≠7.6088 |
|
|
Принимаем третье приближение n2 = 1,261. 8,0130,261=1,7214; 7,609≈7.61 Окончательно принимаем n2=1,261. |
|
|
Температура газов в конце процесса расширения: |
|
|
Tb °K |
|
|
Давление в конце процесса расширения |
|
|
Pb бар |
|
|
Параметры, характеризующие цикл в целом. |
|
Среднее индикаторное давление цикла |
|
= бар |
|
|
Среднее индикаторное давление с учётом коэффициента округления диаграммы. |
|
|
Pi=*φ=10,8*0,9=9,72 бар, где φ=0,9 |
|
|
Среднее эффективное давление |
|
|
Pe=ηмех*Pi |
|
|
Pe=0.81*9,72=7,87 бар |
|
|
Расход топлива |
|
|
Индикаторный удельный расход топлива. |
|
gi== |
|
|
Эффективный расход топлива. |
|
|
ge== |
|
|
Коэффициент полезного действия |
|
|
Индикаторный КПД. |
|
|
ηi== |
|
|
Эффективный КПД. |
|
|
ηe=ηi*ηмех=0,81*0,455=0,369 |
Основные размеры цилиндра двигателя
|
Согласно прототипному двигателю принимаем среднюю скорость поршня Cm = 5,625 м/с. |
|
Ход поршня S==м |
|
|
Принимаем S=450 мм. |
|
|
Находим диаметр рабочего цилиндра: |
|
|
D=м |
|
|
Согласно прототипному двигателю принимаем D = 360 мм = 0.36 м |
|
|
Проверяем отклонение величины мощности от заданной. |
|
|
Расчётная мощность: |
|
|
Ne===900,745 э.л.с. |
|
Заданная мощность Ne= 900 э.л.с.
Проверяем погрешность расчёта.
|
Отклонение расчётной мощности от заданной - не превышает 1%, что допустимо. |
Для оценки форсировки двигателя определяем поршневую удельную мощность
Получившая форсировка соответствует среднеоборотным четырёхтактным двигателям с наддувом
[Nп]=13-18
2.2 Расчёт и построение индикаторной диаграммы
Выбираем масштаб ординат давления
1 бар - 2 мм. (m=2)
Ординаты давлений характерных точек цикла
Точка а = m*Pa=2*1.46=2.92 мм
Точка c = m*Pc=2*46.7=93.4 мм
Точка z = m*Pz=2*68=136 мм
Точка b = m*Pb=2*4.93=9.86 мм
Точка f = m*Pг=2*1.4=2.8 мм
Базу диаграммы принимаем Va = 200 мм.
Объём камеры сгорания Vc = ==16 мм.
Объём предварительного расширения
Vz = ρ*Vc=1.56*16=24.96 мм.
Рабочий объём цилиндра Vs=Va-Vc=200-16=184 мм.
Ординаты давления процесса сжатия и последующего расширения определим методом определения ординат давлений для произвольно взятых промежуточных объёмов. Расчёт производится в табличной форме.
Таблица 2.1
|
|
Промежуточные объёмы V=мм. |
Ордината давления сжатия , (мм) |
Ордината давления расширения , (мм) |
|
1 |
V1==200 |
Р1=2.92*11.372=2.92 |
=9.86*11.261=9.86 |
|
1,333 |
V2==150 |
Р2=2.92*1.3331.372=4.3 |
=9.86*1.3331.261=14.2 |
|
2 |
V3==100 |
Р3=2.92*21.372*7.6 |
=9.86*21.261=23.6 |
|
2,666 |
V4==75 |
Р4=2.92*2.6661.372=11.2 |
=9.86*2.6661.261=33.96 |
|
4 |
V5==50 |
Р5=2.92*41.372=19.56 |
=9.86*41.261=56.6 |
|
5 |
V6==40 |
Р6=2.92*51.372=26.56 |
=9.86*51.261=75.04 |
|
6,666 |
V7==30 |
Р7=2.92*6.6661.372=39.4 |
=9.86*6.6661.261=107.6 |
|
8 |
V8==25 |
Р8=2.92*81.372=50.6 |
=9.86*81.261=135.7 |
|
10 |
V9==20 |
Р9=2.92*101.372=68.7 |
|
|
12,5 |
V10==16 |
Р10=2.92*12.51.372=93.4 |
В прямоугольной системе координат PV наносим принятые объёмы и соответствующие им ординаты давлений. Полученные точки соединяем между собой. Снимаем площадь.
Площадь индикаторной диаграммы
F=3533 мм2
Определяем среднее индикаторное давление
(Pi)=бар
Полученное расчётным путём индикаторное давление Pi=9.72 бар
Погрешность
Проверочный расчёт поршня на прочность двигателя 6ЧРН 36/45.
Исходные данные:
Pz=68 бар
Pi=9.72 бар
n=375 мин-1
Сm=5.625 м/с
Поршень выполнен из чугуна марки СЧ24-44. Поршневой палец плавающего типа, пустотелый выполненный из стали марки 20Х.
Материал для изготовления четырёх компрессионных и двух маслосъёмных колец служит чугун марки СЧ24-44. Кольца имеют замок косого типа.
Определяем основные конструктивные размеры.
1.1 Диаметр головки поршня:
D-D1=(0.00080.008)D
D1=D-0.006*D=360-0.006*360=360-2.16=357.8
1.2 Диаметр юбки поршня:
D2=D-(0.00080.008)D=360-0.0008*360=
=360-0.288=359.712 мм.
1.3 Толщина днища:
δ=(0,120,18)D=(0.120,18)*360=43,264,8 мм
Принимаем по протипному двигателю
δ=42 мм. По центру δ=85 мм.
1.4 Расстояние от первого кольца до кромки поршня.
С=(0,150,3)D=(0.150.3)*360=54108 мм
Принимаем по прототипу С=92 мм.
1.5 Толщина цилиндричной стенки головки
S1=(0.030.1)*D=(0.03-0,01)*360=10,8-36 мм
Принимаем S1=36мм.
1.6 Толщина направляющей части юбки
S2=мм
Принимаем S2=16 мм
1.7 Длина направляющей части юбки принимаем по прототипному двигателю:
Lн=501,7 мм
1.8 Расстояние от нижней кромки поршня до оси пальца принимаем с прототипного двигателя
l2=(0.81.2)D=1*0.18=0.18 м
1.9 Общая длина поршня:
L=709 мм.
2. Проверка тронка поршня на удельное давление
2.1 Длина направляющей части поршня.
Lн=====49,41 см.
Полученное значение направляющей части поршня меньше принятого
501.7<494.1 мм.
Следовательно, невыжимаемость смазки обеспечена.
3. Расчёт толщины днища.
3.1 Результирующий изгибающий момент, действующий на днище поршня.
Mиз= кг*см,
3.2 Напряжение сжатия и растяжения, возникающие соответственно в верхних и нижних ??? :
σиз= МПа,
Момент инерции сечения днища и расстояния от нейтральной оси сечения до нижней и верхней кромки сечения подсчитываем в табличной форме.
σсж=бар
σр=
Условия прочности удовлетворяются, так как полученные напряжение меньше допустимых бар.
3.3 Поршень охлаждается маслом.
Определяем тепловое напряжение
σт=бар.
где силовая нагрузка
g=(6000+26n)Pi=(6000+26.375)*9.72=153090
тогда
σт=бар
3.4 Суммарное напряжение
σсум=σр+σг=664,23+643=1307,23 бар
Допустимое напряжение изгиба для чугунных поршней [σсум\] = 2000 бар.
|
№ фигуры |
Размеры сторон фигур |
Площадь фигур |
Расстояние от оси о-о до ЦТ фигур |
Статический момент фигур |
Расстояние от оси о-о до нейтраль. Оси о-о |
Момент инерции фигур относительно ЦТ |
Расстояние от ЦТ фигур до оси о1-о1 |
Произведение F*y112 |
Момент инерции фигур относительно оси о1-о1 |
|
|
b |
h |
F=bh |
y1 |
Mст=Fy1 |
F*y/12 |
y0-0= |
||||
|
см |
см2 |
см |
см3 |
см |
см4 |
см |
см4 |
см4 |
||
|
1 |
3,5 |
7,8 |
27,3 |
3,9 |
106,47 |
3,21 |
138,4 |
0,65 |
11,53 |
149,93 |
|
2Δ |
3,8 |
1,7 |
3,23 |
4,7 |
15,18 |
1,56 |
1,4 |
6,37 |
7,89 |
|
|
3Δ |
8,2 |
4,4 |
18,04 |
5,1 |
92,0 |
58,21 |
2,4 |
104,14 |
162,35 |
|
|
4 |
11,6 |
3,8 |
44,08 |
2,2 |
96,98 |
53,04 |
1,05 |
48,59 |
101,63 |
|
|
5 |
3,0 |
4,1 |
12,3 |
2,1 |
25,83 |
17,23 |
1,2 |
17,71 |
34,94 |
ΣF=104.95 ΣMст=336,46 ΣY/0-0=456.74
Y/0-0=2ΣY/0-1=2*456,74=913,48
Условиям прочности принятые размеры днища удовлетворяют.
Расчёт поршневого пальца
Конструктивные элементы
4.1 Диаметр пальца
d=(0.35-0.45)D=0.388*310=
Принимаем по прототипу d=140 мм
4.2 Внутренний диаметр пальца выбираем из прототипного двигателя
d0=45 мм.
4.3 Длина вкладыша головного подшипника
l=(0.45-0.6)D=(0.45-0.6)360=162-216 мм.
4.4 Длина пальца
lп= (0,82-0,85)D=(0.82-0.85)360=295.2-306
принимаем согласно прототипа
lп=285 мм.
4.5 Расстояние между серединами опор пальца
l1=мм.
4.6 Длина опорной части бобышки
а=мм.
4. Расчёт поршневого пальца.
Конструктивные элементы
4.1 Диаметр пальца
d=(0.35-0.45)D=0.388*310=
Принимаем по прототипу d=140мм.
4.2 Внутренний диаметр пальца выбираем из прототипного двигателя
d0=45 мм.
4.3 Длина вкладыша головного подшипника
l=(0.45-0.6)D=(0.45-0.6)360=162-216 мм
Принимаем по прототипу l= 162 мм
4.4 Длина пальца
ln=(0.82-0.85)D=(0.82-0.85)360=295.2-306
Принимаем согласно прототипа lп=285 мм.
4.5 Расстояние между серединами опор пальца
l1=мм
4.6 Длина опорной части бобышки
а=мм.
Расчёт
4.7 Напряжение изгиба, возникающее в момент действия силы Pd,
σиз==915 бар.
4.8 Напряжение среза, возникающее в момент действия силы Pd.
σср==250,72 бар.
Допускаемое напряжение изгиба для углеродистой стали [σиз]=900-1200 бар
Допускаемое напряжение среза [σср]=500 бар.
Следовательно, условиям прочности вполне удовлетворительно.
4.9 Удельное давление в подшипнике скольжения
бар.
Допускаемое удельное давление в подшипнике скольжения (головном подшипнике шатуна)
[Kп]=200-300 бар (вкладыш выполнен из бронзы).
4.10 Удельное давление на гнездо бобышек.
бар.
Допускаемое удельное давление на гнездо бобышек из чугуна [Kб]=250-450 бар.
Следовательно условия прочности соблюдено.
5. Расчёт поршневого кольца.
Конструктивные элементы.
5.1 Радиальная ширина кольца.
b=мм.
Принимаем b=11 мм.
5.2 Высота кольца.
h=(0.8-1.2)b=(0.8-1.2)*11=8.8-13.2
Принимаем h=10 мм.
5.3 Длина выреза в замке
l=(2-3)b=(2-3)*11=22-33 мм.
5.4 Температурный зазор
S=(0.003-0.005)D=(0.003-0.005)*360=1.08-1.8 мм.
5.5 Значение f/
f/=l-s=22-1.8=20.2 мм.
5.6 Значение f//
f//=8b-f/=8*11-20.2=88-20.2 = 67.8 мм.
5.7 Напряжения в кольце при нахождении его в сжатом состоянии.
σ/из==775.32 бар, что вполне допустимо, так как предельное значение напряжения[σ/из=800-1500 бар].
5.8 Напряжения, возникающие в кольце в момент надевания его на поршень.
σ//из= бар,
что несколько выше допустимого напряжения при надевании кольца на поршень [σ//из]=2000-2500 бар.
Но, учитывая надёжное действие колец прототипного двигателя тех не размеров, окончательно принимаем указанные размеры поперечного сечения.
5.9 Удельное давление кольца P на стенку цилиндра
P==0.239 бар.
Что не превышает предельно допустимое давление для тихоходных дизелей.
[P]=0.3-0.6 бар.