Реферат: . Диплом включает в себя 114 страниц текста, 30 рисунков, 12 таблиц и 22 листа приложения

Реферат.

Диплом включает в себя 114 страниц текста, 30 рисунков, 12 таблиц и 22 листа приложения.

Объектом проектирования является дизель 6 ЧН 18/20. Целью работы является тепловой и динамический расчеты, расчет на прочность основных узлов и деталей механизма, выбор и проработка систем двигателя и агрегата наддува.

Содержание.

Введение ……………………………………………………………………………………...5

1. Описание конструкции ………………………………………………………………...6
2. Расчет рабочего цикла ……………………………………………………………..…..7

2.1. Исходные данные………………………………………………………………..…..7

2.2. Процесс наполнения……………………………………………………………..….8

2.3. Процесс сжатия………………………………………………………………..…….8

2.4. Процесс сгорания……………………………………………………………..……..8

2.5. Процесс расширения………………………………………………………..……….9

2.6. Параметры агрегатов наддува……………………………………………….……...9

2.7. Индикаторные показатели………………………………………………………...10

2.8. Эффективные показатели…………………………………………………………10

2.9. Анализ результатов расчета……………………………………………………….10

1. Силовой анализ ………………………………………………………………………..11

3.1. Исходные данные для силового анализа на персональной ЭВМ……………….11

3.2. Усилия в деталях кривошипно-шатунного механизма………………………….12

3.3. Усилия в коренных шейках коленчатого вала…………………………………...15

3.4. Усилия в шатунных шейках коленчатого вала…………………………………..17

1. Давления в коренных подшипниках ……………………………………………….21
2. Проектирование и расчет прочности коленчатого вала ………………………...29

5.1. Описание конструкции…………………………………………………………….29

5.2. Условия работы…………………………………………………………………….29

5.3. Расчет коренной шейки……………………………………………………………30

5.4. Расчет шатунной шейки…………………………………………………………...32

5.5. Расчет щек………………………………………………………………………….35

5.6. Анализ результатов расчета……………………………………………………….38

1. Расчет шатунной группы двигателя ……………………………………………….39

6.1. Конструктивный обзор…………………………………………………………….39

6.2. Условия работы…………………………………………………………………….39

6.3. Расчет верхней головки шатуна…………………………………………………..40

6.4. Расчет стержня шатуна…………………………………………………………….44

6.5. Расчет кривошипной головки шатуна…………………………………………….47

6.6. Расчет шатунных болтов…………………………………………………………..48

6.7. Анализ результатов расчета……………………………………………………….49

1. Расчет прочности деталей поршневой группы ……………………………………50

7.1. Описание конструкции…………………………………………………………….50

7.2. Оценка теплового состояния поршня…………………………………………….50

7.3. Расчет механических напряжений в днище поршня…………………………….52

7.4. Расчет температурных напряжений………………………………………………54

7.5. Расчет тронка поршня……………………………………………………………..55

7.6. Анализ результатов расчета……………………………………………………….55

1. Расчет поршневого пальца и поршневых колец ………………………………….56

8.1. Расчет пальца на срез………………………………………………………………56

8.2. Расчет пальца на овализацию……………………………………………………..57

8.3. Расчет пальца на изгиб…………………………………………………………….59

8.4. Расчет поршневых колец…………………………………………………………..60

8.5. Анализ результатов расчета……………………………………………………….61

1. Расчет подшипников коленчатого вала ……………………………………………62

9.1. Особенности конструкции………………………………………………………...62

9.2. Гидродинамический расчет шатунного подшипника…………………………...62

9.3. Определения наиболее нагруженного коренного подшипника………………...64

9.4. Гидродинамический расчет коренного подшипника……………………………65

9.5. Анализ результатов расчета……………………………………………………….66

1. Расчет агрегата наддува ……………………………………………………………...67

10.1. Обоснование и выбор исходных данных для расчета агрегатов наддува…….67

10.2. Проектирование и расчет центробежного компрессора……………………….70

10.3. Проектирование и расчет осевой газовой турбины…………………………….79

10.4. Проектирование и расчет воздухоохладителя………………………………….84

1. Расчет систем охлаждения и смазки ………………………………………………..89

11.1. Расчет водоводяного охладителя………………………………………………..89

11.2. Расчет водомасляного теплообменника………………………………………...93

1. Расчет топливной аппаратуры ……………………………………………………...98

12.1. Выбор геометрических размеров ТНВД………………………………………..98

12.2. Проектирование трубопровода высокого давления……………………………99

12.3. Распылитель форсунки…………………………………………………………...99

12.4. Характеристики впрыска……………………………………………………….100

12.5. Согласование камеры сгорания и параметров впрыска……………………...105

12.6. Проектирование топливного кулака…………………………………………...107

12.7. Профилирование кулачной шайбы…………………………………………….108

1. Технологическая часть: изготовление шатуна ………………………………….110
2. Охрана труда …………………………………………………………………………112
3. Технико-экономическое обоснование …………………………………………….113

Список использованной литературы ………………………………………………….114

Введение.

Проектируемый двигатель 6 ЧН 18/20 предназначен для использования в качестве привода водяного насоса на пожарных судах. Прототипом этого двигателя внутреннего сгорания является быстроходный дизель 6 ЧН 18/20 мощностью 550 кВт при частоте вращения 1550 об/мин со свободным компрессором. Целью работы является улучшения показателей экономичности, т.е. снижение удельного эффективного расхода топлива, и увеличение ресурсных показателей. Блок двигателя-прототипа изготавливается из алюминиевого сплава, а при проектировании нового двигателя применим в качестве материала блока двигателя чугун.

1. Описание конструкции.

Двигатель представляет собой четырехтактный рядный дизель, оборудованный турбокомпрессором, охладителями надувочного воздуха, масла и пресной воды, редуктором для передачи крутящего момента потребителю.

Основным несущим узлом двигателя является картер, состоящий из двух частей: верхнего и нижнего. Верхний картер воспринимает все основные нагрузки, действующие на двигатель; нижний служит маслосборником. Плоскость разъема картеров расположена ниже оси коленчатого вала. На верхнем картере имеются опоры (лапы) для крепления двигателя к подмоторной раме. Нижняя плоскость опор находится на уровне оси коленчатого вала.

Коленчатый вал, изготовленный из легированной стали 18Х2Н4МА, уложен в подшипники коренных опор, образованные верхним картером и подвесами, закрепленными на нем.

Верхние головки шатунов с помощью поршневых пальцев сочленены с поршнями. Шатуны и пальцы изготовлены из той же стали, что и коленчатый вал. Поршень – составной, состоит из тронка, выполненного из ковочного алюминиевого сплава АК4 и из стальной головки, скрепленных между собой.

Поршень охлаждается маслом и имеет четыре кольца: два верхних – уплотнительные, нижние – маслосъемные. Охлаждение поршня осуществляется разбрызгиванием масла.

Агрегат наддува – турбокомпрессор, который осуществляет наддув в двигатель воздуха для повышения его мощности.

Форсунки – закрытого типа с гидравлически управляемой иглой. Топливный насос – плунжерного типа, осуществляет подачу к форсункам дозированных порций топлива под высоким давлением.

Масляная система двигателя обеспечивает подачу масла под давлением для смазки деталей дизеля и для охлаждения поршней, а также откачку масла из дизеля.

Система охлаждения служит для охлаждения забортной водой надувочного воздуха сжатого в компрессоре, масла из системы смазки и пресной воды, охлаждающей стенки цилиндров и сам двигатель.

1. Расчет рабочего цикла.

2.1. Исходные данные.

2.9. Построений индикаторной диграммы.

Индикаторная диаграмма построена программой DVSWD. Исходные данные см. приложение 1.

Рис. 2.9.

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

3. Силовой анализ двигателя.

3.1. Исходные данные для силового анализа двигателя на персональной ЭВМ.

Характеристики двигателя

1. тактность для четырехтактного двигателя ;

2. число цилиндров ;

3. число цилиндров, работающих на одну шатунную шейку вала;

4. число нащечных противовесов КВ .

Порядок вспышек в цилиндрах

1 - 5 - 3 - 6 - 2 – 4

Характеристики КШМ

1. Частота вращения вала двигателя ;
2. Постоянная КШМ ;
3. Расчетный интервал ;
4. Давление в начале процесса сжатия ;
5. Давление в конце процесса сжатия ;
6. Максимальное давление цикла ;
7. Давление в конце процесса расширения ;
8. Давление в подпоршневой полости ;
9. Степень сжатия ;
10. Степень предварительного расширения ;
11. Показатель политропы сжатия ;
12. Показатель политропы расширения ;

13. Доля хода поршня, потерянная при сжатии за счет газораспределительных органов для четырехтактного двигателя;

14. Доля хода поршня, потерянная при расширении за счет газораспределительных органов ;

15. Диаметр цилиндра ;

16. Радиус кривошипа ;

17. Масса деталей, совершающих возвратно-поступательное движение ;

18. Масса шатуна ;

19. Масса колена вала .

3.2. Усилия в деталях кривошипно-шатунного механизма.

Таблица 3.2. включает в себя все силы, действующие на детали первого КШМ.

Пояснения.

Столбец 0 – угол поворота КВ, град;

Столбец 1 – давление газов на поршень, МПа;

Столбец 2 – избыточное давление газов на поршень, МПа;

Столбец 3 – движущая сила, МПа;

Столбец 4 – нормальная сила, МПа;

Столбец 5 - сила, действующая по оси шатуна, МПа;

Столбец 6 - вертикальная сила, действующая на поршневой палец, МПа;

Столбец 7 - полное давление в поршневом подшипнике, МПа;

Столбец 8 - радиальная составляющая на шатунной шейке, МПа;

Столбец 9 - тангенциальная составляющая на шатунной шейке, МПа;

Столбец 10 - полное давление в шатунном подшипнике, МПа.

Табл. 3.2.

3.3. Усилия в коренных шейках коленчатого вала.

В таблице 3.3. приведены данные о набегающей тангенциальной силе в коренных шейках вала. Номер в шапке таблицы отвечает номеру коренной шейки КВ.

Табл.3.3.

3.4. Усилия в шатунных шейках коленчатого вала.

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

,

;

Рассчитаем амплитуду и среднее значение напряжения цикла:

Дополнительно рассматриваемая точка щеки испытывает действия касательных напряжений от кручения коренной шейки. Для наиболее нагруженных коренных шеек:

для 2-ой коренной шейки:

и ,

для 6-ой коренной шейки:

и ;

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений щеки и коренной шейки будем определять через коэффициенты и .

Для изгиба [источник 3] при имеем = 2.22

Для кручения [источник 3] при и имеем = 1.58.

Тогда искомые коэффициенты:

,

.

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям определяем по соответствующим формулам. При этом будем учитывать увеличение предела выносливости галтели на 20 % в результате азотирования, т.е. = 1.2. Тогда

для 2-ой коренной шейки:

для 6-ой коренной шейки:

Коэффициент с учетом дополнительных напряжений от крутильных колебаний:

для 2-ой коренной шейки:

для 6-ой коренной шейки:

.

Суммарный коэффициент прочности по касательным и нормальным напряжениям:

для 2-ой коренной шейки:

для 6-ой коренной шейки:

Рассуждая аналогично предыдущему, вычислим коэффициент запаса прочности в сопряжении щеки с шатунной шейкой. В точке D напряжение от изгиба и растяжения определяется зависимостью:

соответственно для и имеем:

,

;

Этот знакопеременный цикл нормальных напряжений характеризуют:

В рассматриваемой точке касательные напряжения также изменяется по величине и знаку. Для шатунных шеек:

для 3-ой шейки: = 36.192 МПа, = 17.287 МПа,

для 6-ой шейки: = 27.638 МПа, = 19.044 МПа.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений щеки и коренной шейки определим через коэффициенты и .

Для изгиба [источник 3] при имеем = 2.22

Для кручения [источник 3] при и имеем = 1.55.

Тогда искомые коэффициенты:

,

.

Запас прочности вычисляется в этом случае по формуле:

, где

для 3-ой шатунной шейки:

,

;

для 6-ой шатунной шейки:

,

;

Тогда для 3-ой шатунной шейки:

,

для 6-ой шатунной шейки:

.

5.1. Анализ результатов расчета.

В результате проектирования коленчатого вала были получены его основные геометрические размеры, которые удовлетворяют требованиям прочности, жесткости и износостойкости, применяемым к коленчатым валам двигателей данного типа. Это было проверено при расчете запасов прочности наиболее нагруженных коренной и шатунной шеек и щек в местах сопряжений их с шейками.

Все запасы прочности лежат в допустимых пределах.

6. Расчет шатунной группы двигателя.

6.1.Конструктивный обзор.

Шатун является частью кривошипно-шатунного механизма, посредством которого возвратно-поступательное движение поршня преобразовывается во вращательное движение КВ. Основные элементы: верхняя головка, стержень и кривошипная головка. В данном двигателе верхняя головка соединяется с поршнем при помощи плавающего поршневого пальца. Верхняя головка шатуна – неразъемная, имеет расточку для запрессовки в нее втулки. Втулка изготавливается из оловянно-цинковой бронзы. Внутренний диаметр втулки обрабатывается на окончательный размер в сборе с шатуном и покрывается тонким слоем свинца.

Кривошипная головка шатуна имеет прямой разъем, в котором в нее устанавливают вкладыш шатунного подшипника. Шатун имеет плоский стык крышки по шлифованным поверхностям. Крышка крепится к стержню шатуна двумя болтами.

Стержень шатуна имеет двутавровое сечение.

Шатуны двигателя - плоские штампованные из стали 18Х2Н4МА, с так называемыми, “черными” (механически необработанными) дробеструктурными наружными поверхностями.

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

, где

- .

Среднее сечение крышки определяются углом . Ориентировочно принимаем . Для данного сечения изгибающий момент и нормальная сила будут равны:

;

.

Площадь поперечного сечения и момент инерции крышки

;

.

Площадь поперечного сечения и момент инерции вкладыша

;

.

Расчетное сечение крышки нагружается нормальной силой и изгибающим моментом

;

.

Напряжение в крышке от усилий и

Характер изменения напряжений в крышке кривошипной головки отнулевой, поэтому амплитудное и среднее значения напряжений определяем по формуле

Коэффициент запаса прочности на выносливость

, где

- - масштабный фактор,

.

Условие динамической прочности выполняется.

6.2.Расчет шатунных болтов.

Шатунные болты крепят крышку кривошипной головки. На данном двигателе установлены два болта М22. Стык между крышкой и стержнем – прямой. Материал шатунных болтов тот же, что и шатуна.

Усилие затяжки шатунного болта, исключающее раскрытие стыка

, где

- – коэффициент затяжки болта, ;

- – коэффициент основных нагрузок резьбового соединения, ;

- – число шатунных болтов, ;

- - растягивающая сила, .

При работе дизеля болт дополнительно нагружается силой . Тогда расчетная нагрузка, растягивающая болт

Вычислим внутренний диаметр резьбы по формуле

, где

- – коэффициент, учитывающий скручивание болта при монтаже, ;

- – допускаемое напряжение при растяжении, .

Произведем расчет болта на выносливость. Определяем минимальную площадь поперечного сечения резьбы

Максимальные и минимальные напряжения в болте при работе двигателя

;

.

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

;

.

Так как характер изменения напряжений в шатунном болте знакопостоянный, то запас прочности:

, где

Условие прочности на выносливость выполняется.

6.3. Анализ результатов расчета.

В результате расчета шатунной группы были получены основные геометрические размеры шатуна, которые удовлетворяют требованиям прочности, жесткости и износостойкости, применяемым к шатунам двигателей данного типа. Это было проверено при расчете запасов прочности верхней головки шатуна на растяжение и сжатие, стержня шатуна на выносливость под верхней головкой и в среднем сечении, кривошипной головки шатуна на растяжение в среднем сечении крышки и шатунных болтов на растяжение.

Все запасы прочности лежат в допустимых пределах.

7. Расчет прочности деталей поршневой группы.

7.1. Описание конструкции.

Поршень данного двигателя состоит из головки и тронка. Внутри поршня располагаются бобышки с отверстиями для установки поршневого пальца.

Головка поршня формирует камеру сгорания и служит местом размещения канавок для компрессионных и маслосъемного колец. Днище поршня без жаровой накладки, охлаждается маслом, разбрызгиваемым для снижения термической нагрузки на поршень и втулку цилиндра. Камера сгорания - открытого типа, непосредственного смесеобразования, обеспечивающего наиболее высокий уровень топливной экономичности. В данном двигателе головка изготавливается из легированной стали типа 38ХМА.

Тронк поршня является его направляющей частью. Он передает нормальную составляющую движущей силы на цилиндровую втулку. В верхней части тронка установлено дополнительное поршневое кольцо, для препятствия прорыва газов в картер. Он изготавливается из ковочного алюминиевого сплава АК4.

7.2. Оценка теплового состояния поршня.

Средний за цикл коэффициент теплоотдачи от газа к поршню получим по эмпирической формуле Эйхельберга:

, где

- – средняя скорость поршня,

;

- – среднее эффективное давление, ;

- – температура газа в начале такта сжатия, .

.

Средняя за цикл температура газов вычисляется по теории о среднем:

, где

- - количество учитываемых дискретных температур, ;

- – дискретные температуры из теплового расчета:

Средняя результирующая по теплоотдаче температура газа ориентировочно оценивается по формуле:

На рис. 7.2. обозначены тепловые потоки и характерные точки. Толщина стенки для каждой точки соответственно

Коэффициент теплопередачи от огневой поверхности к охлаждающей среде:

, где

- - коэффициент теплопроводности материала днища поршня для легированной стали,

, где

- - коэффициент теплопроводности легированной стали при , ;

- - эмпирический коэффициент, ;

- - коэффициент теплоотдачи в охлаждающую среду, по опытным данным для характерных точек

;

Таким образом, для трех тепловых потоков

,

,

.

Температура огневой поверхности днища:

, где

- – температура среды, охлаждающей поршень. Для каждого теплового потока температура охлаждающей среды задается из условий функционирования систем двигателя. Таким образом, температуры масла в трех точках соответственно равны:

Определим температуры поршня в характерных точках

, где

- – составляющая теплового потока, отведенная от поршня:

,

,

;

,

,

.

Проверим правильность расчетов следующим образом: количество теплоты подведенной к поршню должно быть равно отведенной от него теплоте:

, .

Т.к. погрешность в результатах незначительна (~3.2 %), то расчет можно считать верным.

Доля теплоты, отводимая от поршня в охлаждающую среду:

, где

- - площадь огневой поверхности днища,

;

- - удельный эффективный расход топлива, ;

- - цилиндровая мощность, ;

- - низшая теплота сгорания топлива, ;

7.3. Расчет механических напряжений в днище поршня.

Под действием равномерно распределенного давления газов, максимальное значение которого , днище в виде круглой пластины получит сферический изгиб. Отличительная особенность такого изгиба – симметричность вертикальной оси z, дает основание рассматривать деформации и напряжения зависящими только от радиуса . При расчете напряженного состояния данные заменяем круглой пластиной постоянной толщины , свободно опертой по двум окружностям и (рис. 7.3.).

Рис. 7.3.

Жесткость пластины

, где

- – модуль упругости, ;

- – коэффициент Пуассона, ;

Максимальный прогиб днища будет в центре (), величина этого прогиба:

Напряжения в центре

Аналогично найдем напряжения в цилиндрическом сечении

Напряжения в точках 1, 2, 3 и 4,указанных на рис. 7.3., определяются на основании полученных значений и и правила знаков нормальных напряжений. Пользуясь ими, получаем

точка 1: ;

точка 2: ;

точка 3: , ;

точка 4: , .

Также необходимо рассчитать прочность перемычки между поршневыми кольцами проверяют на изгиб и срез. Толщина перемычки .

;

;

.

, где , т.к. материал головки поршня – сталь.

Условие прочности выполняется.

7.4.Расчет температурных напряжений.

Вычислим теперь температурные напряжения для следующих точек днища:

- точка 1 – центр днища на огневой поверхности, ;

- точка 2 – центр днища на охлаждаемой поверхности, ;

- точка 3 – на верхней кромке огневой перемычки, ;

- точка 4 – в районе первого поршневого кольца, .

Примем изменение температуры по радиусу линейным.

Температурные напряжения в точках днища

- 1 и 2

;

- 3 и 4

,

.

Температурный перепад по толщине днища

Тогда для точек

- 1 и 3

;

- 2 и 4

,

Вычислим суммарные и эквивалентные напряжения для каждой точки

- точка 1

;

- точка 2

;

- точка 3

,

,

;

- точка 4

,

,

.

7.5. Расчет тронка поршня.

Тронк поршня необходимо проверить на удельное давление. Под действием нормальной движущей силы поршень прижимается к цилиндровой втулке.

Удельное давление

, где

- - максимальное значение нормальной составляющей движущей силы, ;

- - номинальный диаметр поршня, ;

- - высота тронка, ;

- - площадь поршня, ;

.

7.6. Анализ результатов расчета.

В результате расчета прочности деталей поршневой группы были получены основные геометрические размеры поршня, которые удовлетворяют требованиям прочности, жесткости и износостойкости, применяемым к поршням двигателей данного типа. Это было проверено при расчете запасов прочности от механических и температурных напряжений в днище поршня и определения удельного давления на тронк поршня.

Все запасы прочности лежат в допустимых пределах.

8. Расчет поршневого пальца и поршневых колец.

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

8.1. Расчет пальца на овализацию.

Напряжения от овализации, возникающие в указанных точках (рис. 8.2.)

Рис. 8.2.

- точка 1

- точка 2

- точка 3

- точка 4

Т.к. цикл напряжения отнулевой, то амплитуды и средние значения для вышеуказанных точек

- точка 1

;

- точка 2

;

- точка 3

;

- точка 4

.

Запас прочности по нормальным напряжениям

- точка 1

- точка 2

- точка 3

- точка 4

, где

- – коэффициент концентрации напряжений,

;

- - масштабный фактор,

;

- - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, ;

- - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к ассиметрии цикла, .

Запас прочности при совместном действии касательных напряжений от среза и нормальных от овализации рассчитывается по следующей формуле

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

Результаты расчетов давления на стенку цилиндра и радиуса кольца в свободном состоянии с использованием данных зависимостей приведены в таблице 8.4.

Табл. 8.4.

Максимальное напряжение, возникающее при переходе кольца из свободного состояния в рабочее:

Увеличение зазора в замке при разгибании кольца для надевания его на поршень:

Монтажные напряжения в поршневом кольце:

8.2. Анализ результатов расчета.

В результате расчета поршневого пальца и поршневых колец были получены их основные геометрические размеры, которые удовлетворяют требованиям прочности, жесткости и износостойкости, применяемым к поршневым пальцам и кольцам двигателей данного типа. Это было проверено при расчете запасов прочности пальца на срез, овализацию и изгиб и расчете напряжений в поршневых кольцах.

Все запасы прочности лежат в допустимых пределах.

9. Расчет подшипников коленчатого вала.

9.1. Особенности конструкции.

Подшипники КВ судового двигателя относятся к опорам скольжения, которые смазываются маслом под давлением. Подшипник состоит из двух вкладышей, залитых антифрикционным материалом, и крышки (подвески), посредством которой обеспечивается силовое замыкание подшипникового узла. В подшипниках коленчатого вала используется тонкостенные вкладыши. В качестве антифрикционного материала используется свинцовая бронза БрС30, покрытая гальваническим способом тонким приработочным слоем. Вкладыши – бесканавочные, имеют гиперболическую расточку, способствующую уменьшению температуры подшипника и тем самым обеспечивающую устойчивую жидкостную смазку в широком диапазоне эксплуатационных нагрузок дизеля. Место подвода масла к подшипнику – в зоне его наименьшей нагруженности.

9.2. Гидродинамический расчет шатунного подшипника.

Необходимы данные для расчета

- диаметр шатунной шейки ;

- угол обхвата ;

- частота вращения вала или ;

- температура масла на входе в двигатель ;

- давление в масленой системе ;

- шероховатость поверхности шейки,

вкладыша ;

- длина шатунного вкладыша ;

- максимальное давление в шатунном подшипнике ;

- среднее давление в шатунном подшипнике .

Средняя удельная нагрузка .

Относительный зазор , где

- - окружная скорость шейки вала,

.

В качестве смазки используем циркуляционное масло М20Б2СД

- плотность при 20 ;

- кинематическая вязкость при 100 ;

- температурный коэффициент объёмного расширения ;

При расчете подшипника, прежде всего, определяем температуру масляного слоя. Сначала этой температурой задаемся и устанавливаем соответствующее ей значение . Далее выполняем вычисления и определяем . Данную операцию выполняем для трех вариантов (табл. 9.2.) и по их результатам строим кривые и (рис. 9.2.). Точка пересечения этих кривых дает искомую температуру . После этого производится проверочный расчет.

Табл. 9.2.

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

, где

- – коэффициент торцевого истечения, .

Количество тепла, отводимое в единицу времени с маслом

Т.к. , т.е. уравнение теплового баланса выполняется, то можно считать расчет коренного подшипника верным.

9.3. Анализ результатов расчета.

В результате расчета подшипников коленчатого вала были получены их основные геометрические размеры, которые удовлетворяют требованиям прочности, жесткости и износостойкости, применяемым к подшипникам двигателей данного типа. Это было проверено при гидродинамическом расчете наиболее нагруженных шатунного и коренного подшипников.

Все запасы прочности лежат в допустимых пределах.

10. Расчет агрегата наддува.

10.1. Обоснование и выбор исходных данных для расчёта агрегатов наддува.

10.1.1 . Мощность и расход воздуха двигателя.

Выполним проверку выбора мощности двигателя, полученной по результатам теплового расчета, с учетом базовых данных по прототипу: выбора , и числа цилиндров, заданной частоты вращения и расчетной величины среднего эффективного давления по следующей зависимости:

, где

- - рабочий объем цилиндра, , где и - диаметр цилиндра и ход поршня соответственно;

- - частота вращения КВ, ;

- - число цилиндров;

- - коэффициент тактности, ;

- - среднее эффективное давление, .

Тогда

Для определения расхода воздуха необходимо определить плотность воздуха на входе в двигатель:

, где

- - давление наддува, ;

- - газовая постоянная воздуха, ;

- - температура воздуха перед цилиндром, .

Также рекомендуется проверить взаимосвязи между параметрами газообмена, использованными в тепловом расчете, по соотношению

, где

- - коэффициент продувки, ;

- - коэффициент избытка продувочного воздуха, ;

- - коэффициент наполнения, ;

- - суммарный коэффициент избытка воздуха, ;

- - коэффициент избытка воздуха для сгорания, ,

Тогда

По результатам проверки видно, что взаимосвязи соблюдены.

Расход воздуха находится по формуле

Полученное значение необходимо проверить через расход топлива

, где

- - удельный эффективный расход топлива, ;

- - эффективная мощность, ;

- - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива,

Т.к. погрешность в результатах расчета по этим формулам составляет менее 1 %, то можно считать, что расход воздуха определен верно.

Т.к. на двигателе установлен только один ТК, то расход воздуха будет равен расходу воздуха в компрессоре .

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

Рабочее колесо компрессора.

Ширина рабочего колеса , где - относительная ширина рабочего колеса,

Число лопаток

Угол установки лопаток на среднем диаметре на входе

Относительная скорость на D₁ на входе в рабочее колесо

Критерий Маха по относительной скорости

Абсолютная скорость потока на выходе рабочего колеса , где

- коэффициент мощности,

Ширина рабочего колеса на выходе , где - относительная ширина рабочего колеса на выходе,

КПД рабочего колеса ;

Показатель политропы сжатия в рабочем колесе

Связь КПД, показателя политропы сжатия и показателя адиабаты можно проверить по соотношению

Полученные результаты доказывают правильность выбора вышеуказанных величин.

Диффузор.

Относительные диаметры безлопаточного ()и лопаточного () диффузоров принимаем равными и

Наружный диаметр безлопаточного диффузора

КПД безлопаточного диффузора

Ширина безлопаточного диффузора на выходе

Наружный диаметр лопаточного диффузора

10.2.1. Рабочее колесо компрессора.

Диаметр ступицы , где - относительный диаметр ступицы

Средний диаметр рабочего колеса на входе

Относительный средний диаметр рабочего колеса на выходе

Окружная скорость на

Шаг лопаток

Абсолютная скорость на входе с учетом загромождения

, где - коэффициент загромождения потока на среднем диаметре.

Углы потока в относительном движении на без учёта и с учётом загромождения

Углы потока в относительном движении на и без учёта загромождения

Углы потока в относительном движении на и с учётом загромождения

Угол установки лопаток на среднем диаметре

, где при

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

Примем КПД лопаточного диффузора , а показатель политропы сжатия

Связь КПД, показателя политропы сжатия и показателя адиабаты можно проверить по соотношению

Полученные результаты доказывают правильность выбора вышеуказанных величин.

Параметры потока на выходе лопаточного диффузора

- плотность

- абсолютная скорость

- температура

- давление

- плотность

Коэффициент, учитывающий наличие следа за лопатками

Коэффициент, учитывающий изменение скорости и плотности в косом срезе примем

Поперечное сечение

Диаметр горловины

Диффузорность

Угол раскрытия эквивалентного конического диффузора

Рис. 10.2.4.

10.2.2. Параметры на выходе и общие показатели компрессора.

Примем КПД , а показатель политропы сжатия

Связь КПД, показателя политропы сжатия и показателя адиабаты можно проверить по соотношению

Полученные результаты доказывают правильность выбора вышеуказанных величин.

Параметры на выходе компрессора определяются по соотношениям:

- скорость

- температура

- давление

- плотность

Проверка

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

Приближённый угол потока в относительном движении

Расход газов с учетом утечек в радиальном зазоре

Проходное сечение горловины межлопаточных каналов

Ширина горла

Уточним фактическое значение угла

Проверка

Различия между и составляют менее 1%, поэтому расчет можно считать верным.

Угол установки лопаток на входе

Параметры потока на выходе рабочего колеса

- окружная и осевая составляющие абсолютной скорости

- абсолютная скорость

- угол потока в абсолютном движении

Проверка

Т.к. величина более 1.7 и менее 3.0, то расчет считается верным.

Рис. 10.3.2.

10.2.3. Потери, КПД и мощность турбины.

Потери в сопловом аппарате

Потери в рабочем колесе

Потреи на выходе

, где

Потери на трение диска и вентиляцию

, где

Потери на утечки

По этим данным находим

- окружной КПД осевой турбины

- внутренний КПД осевой турбины

- эффективный КПД осевой турбины

Полная и относительная мощности осевой турбины

Расчетная пропускная способность осевой турбины

, где

-

Для покупки или заказа полной версии работы перейдите по ссылке.

Средняя разность температур теплоносителей:

Рис. 11.1.1.

Скорость воды в трубах:

Материал

Мельхиор

Диаметры трубок