Выбор основных параметров, расчёт и конструирование тепловозов

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ  УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО  ОБРАЗОВАНИЯ

МОСКОВСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ  СООБЩЕНИЯ

_{ВЕЧЕРНИЙ  ФАКУЛЬТЕТ}

_{___________________________________________________}

Кафедра: «Локомотивы  и локомотивное хозяйство»

 

Курсовой проект

По дисциплине: «Теория и конструкция локомотивов»

на тему: Выбор  основных параметров, расчёт и конструирование  тепловозов

 

 

 

                                                                     Выполнил: ст. группы ВЛТ-511

Бернацкий О.В.

                                                                          Проверил: доцент Калугин С. П.

 

 

 

Москва 2013

Содержание

 

Исходные данные…………………………………………………………………3

Введение……………………………………………………………………...……4

1. Определение основных  параметров тепловоза....………………………...…..5

2. Обоснование выбранного  типа дизеля и характеристика  его 

основных параметров…………………………………………………………......8

3. Определение необходимых  параметров, количества и размеров 

охлаждающих устройств тепловоза…………………………………………….10

4. Выбор оборудования  для проектируемого тепловоза…………………...…37

5. Выбор конструкции экипажной  части. Определение параметров 

рессорного подвешивания и его упругих элементов……………………….…41

6. Определение ориентировочного  веса оборудования. Развеска и

компоновка оборудования тепловоза………………………………………..…45

7. Определение коэффициента использования сцепного веса тепловоза…….47

7. Геометрическое вписывание  тепловоза в кривую заданного радиуса….....49

8. Сравнение проектируемого  тепловоза с тепловозом, используемым

в качестве прототипа………………………………………………………….....51

Заключение…………………………………………………………………….. ..55

Список используемой литературы……………………………………………...56  

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

 

Род службы: грузо-пассажирский;

Сила  тяги при трогании с места Fk_тр = 480 кН;

Допустимая  статическая нагрузка на рельсы 2П = 220 кН;

Конструкционная скорость V_к = 100 км/ч;

Минимальный радиус проходимых локомотивом кривых R = 90 м.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

В курсовой работе производится проектирование грузо-пассажирского тепловоза. Определены основные параметры локомотива, приведено обоснование выбора типа передачи мощности и вспомогательного оборудования, параметры и количество вентиляторов охлаждающего устройства.

Произведен  расчет рессорного подвешивания, проверяется  возможность геометрического вписывания экипажа в кривую заданного радиуса  методом параболической диаграммы, выполнена приблизительная компоновка оборудования на тепловозе и его  развеска.

В завершение работы производится сравнение проектируемого тепловоза с тепловозом аналогом.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ  ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ТЕПЛОВОЗА

 

      В качестве тепловоза прототипа принимаю грузовой тепловоз М62 с передачей постоянного тока.

 

V_p = 35км/ч;

 

1.1 Коэффициент  сцепления колёс с рельсами  при расчётной скорости движения  локомотива

 

_{Ψк = 0,118*(5/(27,5+Vр)) = 0,118+(5/(27,5+35)) = 0,198}

 

1.2 Коэффициент  сцепления колёс с рельсами  при трогании локомотива

 

_{Ψк = 0,118*(5/(27,5+V0)) = 0,118+(5/(27,5+0)) = 0,3}

 

1.3 Расчётная касательная  сила тяги

 

_{Fкр = Fктр*Кбокс*((Ψк(Vр)*Кбокс)/ Ψк(V0)) = 480*0,9*((0,198*0,9)/0,3) = 256 кН}

 
_{1.4 Определение касательной  мощности тепловоза}

 

_{Nк = (Fкр*Vp)/3,6 = (256*35)/3,6 = 2490 кВт}

 

_{1.5 Определение эффективной  мощности тепловоза  по дизелю}

 

_{Ne = Nk/((1-βвсп)*ηгпт*ηтэд*ηтп) = 2490/((1-0,12)*0,94*0,92*0,96) = 3408 кВт}

 

где _βвсп - коэффициент отбора мощности на привод вспомогательного оборудования;

_{ηгпт – к.п.д. тягового генератора постоянного тока (0,93÷0,94);}

_{ηтэд – к.п.д. тягового электродвигателя (0,91÷0,925);}

_{ηтп –  к.п.д. тягового привода (0,95÷0,96).}

 

1.6 Определение сцепного веса тепловоза

 

_{Рсц ≥ Fктр/(Ψк(0)*Ксц) = 480/(0,3*0,9) = 1778 кН}

 

 

1.7 Определение числа движущихся колёсных пар

 

если 1 секция, тогда

 

_{nос = Рсц/2П = 1778/220 = 8,08 ≈ 8 осей}

 

1.8 Определение  мощности дизеля (1 секции)

 

Ne_диз = Ne / n_c = 3408 кВт

 

1.9.1 Определение служебной массы тепловоза

 

      Служебная  масса m_сл (кг)—это масса экипированного локомотива с 2/3 запаса топлива и песка.

      Служебную  массу определяют количеством  материалов, вложенных в конструкцию  машины. У тележечных локомотивов,  у которых все колесные пары  движущие, служебная масса равна  0,1P_сц. У маневровых локомотивов обычно служебной массы недостаточно для получения расчётного сцепного веса. В этом случае в экипажной части предусматривают размещение дополнительной массы (балласта). Служебная масса магистральных пассажирских локомотивов, особенно скоростных, обеспечивает действительный сцепной вес, превосходящий расчётный. У таких локомотивов можно снизить служебную массу при их изготовлении уменьшением расхода материалов.

Далее определяю вес секции как постройки.

 

m_сл = m'*Ne_(c) = 159 т

 

m'_сл = 4236*Ne_(с)^-0,554 = 46 т

 

1.9.2 Определение  сцепного веса тепловоза  

 

_{Считая, что все оси  ведущие, получаю} 

 

_{Р'сц = 159*9,8 =1558 кН}

 

 

1.10 Проверка величины фактической статической нагрузки колёс на рельсы

 

Принимаю 2П = 225-для грузовых локомотивов

 

2П_факт = Р_сц(с)/n_ос(с) = 1158/8 = 195 кН < 220 кН

 

 

 

 

1.11 Определение диаметра движущих колёс

 

      Диаметр  движущих колёс локомотивов зависит  от многих факторов, из которых  надёжность и минимальная неподрессоренная  масса являются основными. 

      В настоящее  время для тягового подвижного  состава отечественных железных  дорог применяют три типоразмера  колёс: диаметром 1050 и 

1220 мм для тепловозов, 950 мм для дизель-поездов и электропоездов и 1220 и 1250 мм для электровозов. При применении колёс с большим диаметром возрастает масса колёсной пары и увеличивается эксцентриситет главной рамы относительно автосцепки. Требуемый диаметр колеса подсчитывается по формуле

D_к = 2П/[2Р] = 195/0,2 = 975 мм

 

       где  [2р]—допустимая нагрузка на 1 мм диаметра колеса. Принимается в пределах 0,2 ÷ 0,27 кН/мм.

       Принимаю  стандартный диаметр колёс тепловозов - 1050 мм.

 

1.12 Определение предварительной (ориентировочной) величины длины секции по осям автосцепок

 

       Для Ne ≥ 2500 кВт длина локомотива может быть рассчитана в соответствии с эмпирическим выражением

 

L_лок = 8*Ne*(1-0,00008*Ne) = 8*3408*(1-0,00008*3408) = 19829 мм = 19,8 м

   

  Проверка:

Р_сц/L_лок  ≤ [g_n],

 

где g_n = 75÷80 кН/м

 

1558/19,8 = 78, 8 ≤ [g_n]

 

В общем случае ориентировочно

 

L'_б = e*L_л = 19,8*0,52 = 10,3 м

где e-коэффициент, равный 0,5÷0,54 для экипажной части с длиной L_л до 20 м.

 

 

 

 

2. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБРАННОГО ТИПА ДИЗЕЛЯ И ХАРАКТЕРИСТИКА ЕГО ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

 

       Задача, связанная с выбором дизеля  для проектируемого локомотива  должна рассматриваться не только  с точки зрения применения  двигателей, уже установленных на  прототипах, но и с учётом перспектив  развития тепловозной тяги.

       Необходимость  оценки технического уровня дизеля, как важнейшего показателя качества, возникает на стадиях разработки, производства и эксплуатации  тепловозных дизелей. При этом, определяющим критерием при формировании  требований к качеству дизелей  является экономия общественно  необходимых затрат на их производство  и эксплуатацию. Поэтому перед  принятием решения о выборе  типа первичного двигателя необходимо  учитывать общие требования и  возможность их выполнения как  существующими, так и перспективными  конструкциями дизелей. Необходимо  также иметь в виду, что в  настоящее время весь локомотивный  парк страны значительно постарел и поэтому наряду с приобретением новых типов локомотивов, главным направлением оздоровления парка в ближайшей перспективе должна стать глубокая модернизация уже существующих тепловозов.

      Последовательную  модернизацию дизелей для достижения  большей мощности, экономичности  и надёжности надо рассматривать  как одно из главных направлений  развития тепловозостроения в  ближайшей перспективе. 

      Наиболее  приемлемым решением при выборе  типа силовой установки, будет  выбор дизеля, имеющего высокую  степень унификации и стандартизации  применяемых узлов. Надёжность  унифицированных узлов и деталей  в 8…10 раз превышает надёжность  так называемых «оригинальных», вновь созданных узлов и деталей.

      Мощность дизеля определяется по формуле

 

Ne_диз ˂ 1,15*Ne_(с) = 1,15*3408 = 3919,2 кВТ

 

Принимаю Neдиз = 3900 кВТ; Ne_проект = 3408 кВт

Дифарсирую дизель 1-1Д49 мощностью 4400 кВт

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 1 Техническая характеристика дизеля      

          

Тип дизеля	Д49
Марка дизеля	1-1Д49
Обозначение по ГОСТ	20ЧН26/26
Тактность дизеля	4
Номинальная мощность, кВт	4400
Расположение цилиндров	20V
Число цилиндров	20
Диаметр цилиндра, мм	260
Ход поршня, мм	260
Номинальная частота вращения коленчатого вала, об/мин	1100
Минимальная частота вращения коленчатого вала, об/мин	350
Удельный расход топлива, кг/кВт*ч	0,214
Длина двигателя, м	4,924
Ширина двигателя, м	2,13
Высота двигателя, м	3,0
Масса двигателя, кг	22000

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ  НЕОБХОДИМЫХ ПАРАМЕТРОВ, КОЛИЧЕСТВА  И РАЗМЕРОВ ОХЛАЖДАЮЩИХ УСТРОЙСТВ  ТЕПЛОВОЗА

 

      Охлаждающее устройство предназначено для отвода теплоты и обеспечения заданного температурного режима дизеля. В тепловозных дизелях только около 40 % теплоты, выделяемой при сгорании топлива, превращается в полезную работу, остальная часть теряется с отработавшими газами или отводится в охлаждающее устройство.

      Теплота  работающего дизеля отводится  от стенок цилиндров, поршней  и других деталей, нагревающихся  в результате контакта с горячими  газами или трения. Чтобы поддерживать  температуру этих деталей в  допустимых пределах, их охлаждают  водой и маслом. Нагретые вода и масло отдают полученную теплоту в окружающую среду в охлаждающем устройстве тепловоза.

       В тепловозных  дизелях с наддувом с целью  повышения их цилиндровой мощности  необходимо, кроме того, отводить  теплоту от наддувочного воздуха, который обычно охлаждается водой.

       На тепловозах  с гидропередачей охлаждающие  устройства предназначаются и  для охлаждения рабочей жидкости (масла) гидропередачи.

       Охлаждающее  устройство включает в себя  теплообменники для охлаждения  воды, масла и наддувочного воздуха, вентиляторы, воздушные каналы для подвода и отвода атмосферного воздуха, трубопроводы и насосы для циркуляции воды и масла, приборы и устройства для контроля и регулирования работы системы охлаждения.

      Теплообменники  для охлаждения воды и масла  атмосферным воздухом собирают  из соответствующих стандартных  секций. Секции, объединённые коллекторами, образуют радиаторы. Радиаторы,  воздушные каналы и вентиляторы  компонуют в части тепловоза,  называемой холодильной камерой  (холодильником).

       Водомасляные  теплообменники обычно размещаются  непосредственно на дизеле (дизель  Д49) либо вблизи него в машинном помещении тепловоза. Воздухоохладители размещаются непосредственно на дизелях.

 

3.1 Обоснование  выбора типа охлаждающего устройства

Компромиссным решением, используемым на большинстве типов тепловозов, является открытая двухконтурная система  охлаждения (Рис. 3.1.). В двухконтурной  системе контур охлаждения элементов  дизеля и контур охлаждения наддувочного воздуха и масла разделены. В качестве основного теплоносителя используется вода, циркулирующая в замкнутых системах охлаждения (контурах) с поверхностными теплообменниками. Каждый контур системы оборудован индивидуальным насосом. Это дает возможность раздельного регулирования температуры охлаждающей воды в обоих контурах. На проектируемом тепловозе целесообразно применить данную схему водяного охлаждения.

 

Рис. 1.. Двухконтурная схема водяного охлаждения конструкции теплового дизеля

3.2 Расчет числа секций радиатора первого контура охлаждения воды дизеля

Поскольку я ранее приняли для проектного тепловоза открытую систему охлаждения, то принимаю температуру ºС. Температуру охлаждающего воздуха на входе в секции радиаторов принимаем равной   ºС.

     Q_в.д. = 0,3427*Ne+37 = 0,3427*3408+37 = 1020кВт - тепловыделение дизеля в охлаждающую воду.

    Q_{в.д.(проект)} ≈ Qв.д._(прот)*(Ne_{(проект)}/Ne_(прот)) = 1020*(3900/4400) = 904 кВт

 

    Q_м.д. = 343,92*ln(Ne)-2234= 517 кВт- тепловыделение дизеля в масло.

 

    Q_н.в. = 0,0167* Ne^1,3083 = 699 кВт- тепловыделение дизеля от надувочного воздуха.

 

Таблица 2. Геометрические параметры серийных секций радиаторов

Параметр	Водо-воздушные секции
Длина секций по месту крепления	1356	686
Рабочая длина трубок между  решетками, , мм	1206	535
Фронтальная ширина  секции, мм	152,5
Глубина секции, мм	187
Поверхность, омываемая жидкостью, , м2	3,04	1,35
Поверхность, омываемая воздухом, , м2	29,6	13,1
Живое сечение для прохода  жидкости, , м2	0,00132
Живое сечение для прохода  воздуха, , м2	0,149	0,0662
Число трубок в секции	68
Расположение трубок в  секции	Шахматное
Наружные размеры трубок, мм	19,5 х 2,2
Толщина стенок трубок, мм	0,55
Число охлаждающих платин	525 х 2	232 х 2
Шаг оребрения, мм	2,3
Масса секции, кг	42,25	24,55

 

При физические параметры равны следующим величинам: для воздуха при температуре ºС коэффициент динамической вязкости Па·с, коэффициент теплопроводности , Вт/м·К, удельная теплоемкость Дж/кг·К;

 для воды при температуре ºС: плотность кг/м³, коэффициент динамической вязкости Па·с, удельная теплоемкость Дж/кг·К, коэффициент теплопроводности , Вт/м·К, коэффициент кинематической вязкости м²/с.

Определяю подачу водяного насоса первого контура:

Для монтажа холодильника принимаю стандартные секции с длиной активной части 1206 мм.

3.2.1 Определяю ориентировочное число секций первого контура охлаждения, задавшись величиной V_вд.

,

где – массовая скорость воды в трубках секции. Принимается в пределах 900…1500 кг/м²·с. В нашем случае принимаю кг/м²·с.

Массовая скорость воздуха  между пластинами оребрения секции находится в пределах 8…14 кг/м²·с. Принимаем в дальнейших расчетах кг/м²·с.

тогда

секций.

3.2.2 Определяю число секций радиаторов, исходя из теплорассеивающей способности

,

где – теплорассеивающая способность секций радиатора при заданных условиях теплообмена, Вт.

где – теплорассеивающая способность секций радиатора при заданных условиях теплообмена, Вт.

, Вт

В этом выражении неизвестной  является величина k – коэффициент теплопередачи секции радиатора

, Вт/м²·К,

где К_i – критерий Кирпичева.

 

 

 

3.2.3 Определяем числа Рейнольдса для воды и воздуха при выбранных расчетных температурах. Число Рейнольдса характеризует режим течения жидкости или газа

Находим число Рейнольдса для воды при ºС

,

где d_Гвд – гидравлический диаметр трубки. м.

Находим число Рейнольдса для воздуха при температуре ºС

,

где d_Гвз – гидравлический диаметр воздушной стороны секции, м. м.

3.2.4 Определяем величину температурного фактора

,

где T’_вд – абсолютная температура воды на входе в секцию, К.

 

К. -абсолютная температура воздуха на входе в секцию К.

 

3.2.5 Для полученного ранее значения числа Рейнольдса, рассчитываю критерий Кирпичева

.

 

 

3.2.6 Нахожу величину теоретического коэффициента теплопередачи

.

3.2.7 Определяю необходимое количество секций

Используя уравнение теплового  баланса и уравнение теплопередачи, нахожу необходимое количество секций.

С учетом запаса на загрязнение  стенок трубок радиаторов принимаем  количество секций равным 15 шт.

3.2.8 Определяю температуру воды на выходе из секций радиаторов:

.             3.2.9 Определяю температуру воздуха на выходе из секций радиаторов:

.

3.2.10 Гидравлическое  сопротивление движению воды  через водовоздушные секции радиаторов:

.

Для всего контура охлаждения воды дизеля гидравлическое сопротивление  движению воды необходимо увеличить  в 2,5 раза:

3.2.11 Определяю необходимую мощность на привод водяного насоса

Предварительное значение расхода  мощности:

.

где – расчетный КПД водяного насоса.

Принимаю , тогда:

.

С учетом ответственности  выполняемой функции и обеспечения  бесперебойной циркуляции воды в  контуре охлаждения, предварительно рассчитанную величину необходимой мощности увеличиваю в 2…3 раза. Если принять двухкратный запас мощности, то для привода водяного насоса необходим двигатель мощностью 4,2 кВт.

3.3 Расчет числа секций радиатора второго контура охлаждения масла и надувочного воздуха

Исходные данные для дизеля 1-1Д49

 – температура воды на  входе в секции радиатора;

- температура охлаждающего воздуха  на входе в секции радиатора.

По справочным данным, на основании принятых величин температур, определяю физические параметры теплоносителей:

• для воздуха при температуре ºС коэффициент динамической вязкости Па·с, коэффициент теплопроводности , Вт/м·К, удельная теплоемкость Дж/кг·К;
• для воды при температуре ºС плотность кг/м³, коэффициент динамической вязкости Па·с, удельная теплоемкость Дж/кг·К, коэффициент теплопроводности , Вт/м·К, коэффициент кинематической вязкости м²/с.

Определяю подачу водяного насоса второго контура:

Для монтажа охлаждающего устройства применяю стандартные секции с длиной активной части 1206 мм.

 

3.3.1Определяю ориентировочное число секций второго контура охлаждения

 

где: – массовая скорость воды в трубках секции. Принимаю

 секций.

3.3.2 Определяю число секций радиаторов исходя из теплорассеивающей способности

,

где – теплорассеивающая способность секции радиатора при заданных условиях теплообмена, Вт.

где – коэффициент теплопередачи секции радиатора.

,

где – критерий Кирпичева.

.

3.3.3 Определяю числа Рейнольдса для воды и воздуха

Число Рейнольдса для воды при :

Число Рейнольдса для воздуха при :

3.3.4 Определяю величины температурного фактора

3.3.5 Определяю критерий Кирпичева

 

3.3.6 Коэффициент  теплопередачи

.

3.3.7 Определяю необходимое количество секций

Используя уравнение теплового  баланса и уравнение теплопередачи, нахожу необходимое количество секций.

С учетом запаса на загрязнение  стенок трубок радиаторов принимаю количество секций равным 31 шт.

3.3.8 Температура  на выходе из секций радиаторов

.

3.3.9 Температура  воздуха на выходе из секций  радиаторов

.

3.3.10 Гидравлическое  сопротивление движению воды  через водовоздушные секции радиаторов

.

  Для всего контура охлаждения воды дизеля гидравлическое сопротивление движению воды увеличиваю в 2,5 раза:

3.3.11 Определяю необходимую мощность на привод водяного насоса

Предварительное значение расхода  мощности:

.

где – расчетный КПД водяного насоса.

Принимаю , тогда:

.

С учетом ответственности  выполняемой функции и обеспечения  бесперебойной циркуляции воды в  контуре охлаждения, предварительно рассчитанную величину необходимой мощности увеличиваю в 2…3 раза. Для привода водяного насоса применяю двигатель мощностью 6,4 кВт.

3.4 Расчёт водомасляного  теплообменника

Водомасляные теплообменники предназначены для охлаждения водой  масла дизеля или гидравлической передачи. В современных тепловозах в большинстве случаев применяют  двухконтурную систему охлаждения с водомасляным теплообменником  в контуре охлаждения наддувочного воздуха.

Используемые в тепловозах водомасляные теплообменники различают  по схемам движения воды и масла  и по конструкции теплопередающей  поверхности (охлаждающего элемента). Для максимального теплосъёма в  заданных размерах в теплообменниках  применяют противоточное или  противоточно-перекрёстное течение  жидкостей.

Наиболее простыми (по конструкции  и технологии изготовления) и надёжными  в эксплуатации являются гладкотрубные  теплообменники с внешним омыванием трубок маслом, которые широко применяют на тепловозах. Наличие прямых трубок не создаёт трудностей при очистке внутренних поверхностей и замене повреждённых трубок. Кроме того, трубчатая конструкция позволяет работать при сравнительно высоких давлениях теплоносителей.