Пример расчета водомасляного теплообменника

Исходные данные для расчета:

Эффективная мощность дизеля N_е = 2200 кВт.

Удельный расход топлива дизелем g_е = 0,235 кг/кВт ч

Теплоотвод в масло дизеля q_м= 10%

Принимаем:

температуру масла на входе в теплообменник (на выходе из

дизеля 85°С ;

температуру воды на входе в теплообменник (после секций

холодильной камеры) 65°С ;

подачу масляного насоса 100 м³/ч;

подачу водяного насоса = 100 м³/ч = 27,8 кг/с;

удельную теплоту сгорания дизельного топлива =42500кДж/кг;

удельную массу (плотность) масла р_m = 900 кг/м³;

удельную массу (плотность) воды р_e = 1000 кг/м³;

удельную теплоемкость масла С_m = 2,05 кДж/(кг К);

удельную теплоемкость воды С_e =4,19 кДж/(кг К);

коэффициент теплопередачи теплообменника K_mo = 0,8 кВт/м²К.

Решение:

Количество тепла, вводимого в дизель с топливом

кДж/с.

Количество тепла, отводимого в масло

кДж/с

Температура масла на выходе из теплообменника

где 100-900/3600 = 25 кг/с - расход дизельного масла через водо-масляный теплообменник.

Температура воды на выходе из теплообменника

где = 27,8 кг/с - расход охлаждающей воды через водомасляный теплообменник.

Средние температуры воды и масла в теплообменнике:

Поверхность теплообмена теплообменника:

где = 0,8 кВт/м²-К - коэффициент теплопередачи теплообменника.

Принимают диаметр трубок теплообменника d=10 мм=0,01 м.

Тогда полная длина трубок теплообменника

При рабочей длине трубки L = 2,0 м число трубок теп­лообменника n_т = 2118/2 = 1060 штук.

3. Методические указания к разработке экипажной части тепловоза и определение ее основных параметров.

1. Выбор и расчет на прочность основных элементов экипажной части

Тип экипажной части студент принимает по тепловозу - образцу.

В этом разделе необходимо дать краткое описание, со­провождаемое эскизом на миллиметровой бумаге, следую­щих узлов:

1. Опорно-возвращающее устройство.

2. Шкворневой узел или другое устройство для передачи тя­гового усилия.

3. Поводковая связь буксы с рамой тележки.

4. Схема рессорного подвешивания.

Описать механизм передачи вертикальных нагрузок от под- рессорной массы тепловоза на колесные пары и передачи тягового усилия от колеса к автосцепке тепловоза.

Этот раздел должен содержать один лист графических ра­бот. На формате А1 вычерчивают общий вид тележки тепловоза с указанием узлов согласно спецификации.

Для маневровых тепловозов вычерчивают челюстную тележ­ку [10] со сбалансированным рессорным подвешиванием (рис.7).

Для грузовых тепловозов вычерчивают бесчелюстную те­лежку [12] с индивидуальным подвешиванием (рис. 6).

Для пассажирских тепловозов вычерчивают бесчелюстную тележку тепловоза ТЭП 70 [21] с двухступенчатым рессорным подвешиванием (рис. 8).

При вычерчивании общего вида тележки соблюдать тре­бования ЕСКД и ГОСТа.

Расчеты на прочность листовой рессоры

1. Определение числа листов рессоры, удовлетворяю­щих условию их прочности при статической нагрузке.

При расчетах на прочность рессор следует принимать:

Допускаемое напряжение изгиба рессоры под статической нагрузкой [σ_и]_доп = 550-650 МПа;

Общее число листов в рессоре п можно определить, исполь­зуя известные соотношения между допускаемыми напряжением изгиба [σ_и]_доп , изгибающим моментом М и моментом сопротивле­ния W одного листа:

[σ_и]_доп ≤М/nW,

где М = Р_ст L/4; W = bh²/6.

Длину рессоры L, ширину b и толщину h листа рессоры в м и статическую нагрузку Р_т выбирают по табл.4 (по последней цифре учебного шифра). Тогда число листов рессоры n= Р_ст L/ 4W[σ_и]_доп.

2. Проверка прочности рессоры при динамической на­грузке.

Допускаемое напряжение изгиба рессоры под динами­ческой нагрузкой [σ_и]_max = 1000 МПа.

Рессоры проверяют по допускаемому напряжению изгиба при динамической нагрузке Р _дин с учетом влияния хомута по формуле

Динамическая нагрузка .

Коэффициент вертикальной динамики определяют по эмпи­рической формуле ВНИИЖТ

где v, f - соответственно конструкционная скорость, км/ч, и статический прогиб рессорного подвешивания в мм (см. табл. 1, последняя цифра шифра).

Рессора удовлетворяет условию прочности при динамичес­кой нагрузке, если .

3. Определение статического прогиба (деформации) ли­стовой рессоры.

Статический прогиб листовой рессоры

где Е - 2,05_*105 МПа - модуль упругости для стали;

а - ширина хомута рессоры (см.табл.4. последняя цифра шифра);

n_к - число коренных листов рессоры (n_к = 2);

n_c = n- n_к - число листов ступенчатой части рессоры.

Пример.

Дано: Р_т = 8_*10⁴Н; L = 1,15 м; h = 0,016 м;

b = 0,12 м; V = 100 км/ч; f _т = 100 мм; а = 0,11 м.

Решение:

м³;

листов (n_к = 2; n_c = 5);

;

Н;

Па = 730 МПа; 730 МПа < 1000Мпа – условие прочности выполняется;

м = 52 мм.

Расчеты на прочность пружины

Пружины на прочность рассчитывают по допускаемо­му касательному напряжению при динамической нагрузке [τ]_max = 650 МПа.

^{L J}mn.\

1. Диаметр прутка определяют из уравнения прочности пру­жины

,

откуда

.

где К - коэффициент, учитывающий увеличение каса­тельного напряжения в сечении на внутренней поверхности витка пружины за счет ее кривизны и других факторов. Ве­личина коэффициента зависит от индекса пружины с = D/d.

В курсовом проекте можно принять К = 1,25÷1,3;

D - диаметр пружины (табл.4, последняя цифра шифра);

- динамическая нагрузка на пружину. Принять

2. Число рабочих витков определяют из уравнения деформации пружины ,

откуда

,

где f_np - прогиб пружины; принять f_np= f_ст (табл.4, после­дняя цифра шифра);

G = 8 _* 10⁴ МПа - модуль сдвига для стали;

- динамическая нагрузка на пружину.

Пример.

Дано: D =0,2 м; = 5,2_*104Н;

Н; f_ст = 100 мм = 0,1 м.

Решение:

м = 37 мм,

витков.

Принимая число опорных витков 1,5, получим общее число витков 7,5.

Расчеты на прочность резинового амортизатора

В данной задаче студент должен подобрать резину необхо­димой твердости, обеспечивающую прочность резинового амор­тизатора под статической нагрузкой. Резиновые амортизаторы рес­сорного подвешивания могут иметь форму диска, кольца или пря­моугольника и устанавливаться как опоры пружин и рессор.

При расчете резиновых амортизаторов сжатия абсолют­ную деформацию под статической нагрузкой принимается

∆Н = (0,1- 0,15)Н,

где Н - первоначальная высота амортизатора.

При больших значениях ∆Н резина быстро разрушается.

Характеристика резинового амортизатора в пределах ε≤0,2 принимается линейной и выражается по закону Гука:

,

где - напряжение сжатия;

Е_р - расчетный модуль упругости резины.

Так как и , где F - площадь амортизатора,

.

Если амортизатор (в виде диска, кольца или прямоугольни­ка) испытывает деформацию сжатия, то его жесткость будет за­висеть от свободной поверхности выпучивания резины и от состо­яния опорных поверхностей. Расчетный модуль упругости аморти­затора определяют по формуле

,

где Е - модуль упругости резины,

- коэффициент, учитывающий состояние опорных по­верхностей; при прочном креплении опорных поверхностей резины к металлическим прокладкам = 4,67;

Ф - коэффициент формы, представляющий отношение площади опорной поверхности (одной) амортизатора к его полной боковой поверхности (поверхности выпучивания).

Модуль упругости Е связан с модулем сдвига резины G_p выражением Е = 3G_p.

Основным показателем, оценивающим свойства резины, яв­ляется ее твердость. Переход от числа твердости h к G_p осуще­ствляется по эмпирической формуле

.

В этой формуле G_p выражается в кг/см².

Напряжение сжатия и коэффициент формы Ф коль­цевого амортизатора определяется по формулам:

где D и d - соответственно наружний и внутренний диаметры амортизатора;

.

Таким образом, по габаритным размерам амортизато­ра D, d, Н (табл.4) и нагрузке Р_ст можно определить напря­жение сжатия, модуль упругости, модуль сдвига, а затем не­обходимую твердость резины, обеспечивающую допусти­мую деформацию амортизатора.

Пример.

Дано: D = 0,23 м; d = 0,08 м; Н = 0,03 м;

Е = 0,1; Р = 4_*10⁴ Н.

Решение:

= 4_*10⁴/3,14/4(0,23²-0,08²) =1,095_*10⁶ Па = 1,095 МПа;

Е_р= 1,095/0,1 = 10,95 МПа;

Ф = (0,23-0,08)/4_*0,03= 1,25;

Е= 10,95/(1+4,67_*1,25)= 1,6 МПа;

G = 1,6/3 = 0,535 МПа = 5,35 кг/см²;

ед.

По твердости резины можно подобрать марку резины.

Расчеты на прочность оси колесной пары тепловоза

Расчет оси колесной пары необходим для определения опти­мальных размеров элементов оси, при которых был бы обеспечен достаточный запас прочности при минимальной массе. Ось рас­считывают на статическую прочность по длительно действующим нагрузкам, определяемым при среднеэксплуатационной скорости тепловоза 60 -70 км/ч. Однако, учитывая исключительно большое значение надежности осей, динамические параметры при этом рас­чете принимаются для конструкционной скорости. При расчете на статическую прочность расчетное напряжение сравнивают с пределом текучести осевой стали = =300 - 320 МПа. При этом принимают запас прочности n = 2,7.

При расчете на усталостную прочность допускаемое на­пряжение выбирают из полученных экспериментальным путем пределов выносливости для натурных или модельных образцов. Пределом выносливости называют максимальное напряжение, которое выдерживает образец (10 млн. циклов), не разрушаясь.

По результатам испытаний натурных осей с упрочненными накаткой шейками и подступичными частями ВНИТИ установ­лены следующие пределы выносливости для расчетных сечений:

подступичная часть оси = 143 МПа,

шейка и средняя часть оси = 148 МПа.

Допустимое напряжение в оси меньше предела выносливос­ти и определяется коэффициентом запаса прочности n.

Рекомендуемые значения коэффициентов запаса прочности:

для подступичных и средней части оси n=1,3-1,5,

для бук­совых шеек оси n≥2.

Расчет на усталостную прочность является основным и должен наиболее полно учитывать все факторы силового воздействия на ось. Студент выполняет несколько прибли­женный расчет на усталостную прочность, определяя диа­метр оси в заданном сечении (табл.4).

Можно рекомендовать следующий порядок расчета:

начертить расчетную схему оси в соответствии с за­данным вариантом и с указанием действующих на ось сил в вертикальной и горизонтальных плоскостях (пример такой схемы показан на рис.9);

определить численные значения сил, действующих на колес­ную пару;

составить уравнение моментов и вычислить значения изги­бающих моментов в заданном сечении от действия вертикальных и горизонтальных сил в вертикальной плоскости;

определить изгибающий момент в горизонтальной плос­кости от приложения тягового усилия;

найти результирующий момент в заданном сечении от действия вертикальных и горизонтальных сил,

по рекомендуемым пределу выносливости и запасу проч­ности определить допускаемое напряжение из уравнения , где М_р - результирующий изгибающий момент, а W_и - момент сопротивления изгибу круглого сечения (W_и= 0, 1d³), определить диаметр в сечении, удовлетворяющий необходимой прочности оси.

Применительно к обозначениям сил и плеч моментов, при­веденным на рис.9, ниже дана методика расчета оси на усталост­ную прочность в зоне моторно-осевого подшипника (сечение IV).

1. Изгибающий момент в вертикальной плоскости от верти­кальных сил

где Р_шн - нагрузка на шейку оси в кривом участке пути, кН;

- сила инерции неподрессорных частей, опираю­щихся на шейку, кН;

R_h - вертикальная реакция наружного рельса, кН;

- вертикальное усилие от крутящего момента, кН;

- расстояние от середины шейки оси до рассматри­ваемого сечения, м см. рис.9).

Нагрузка на шейку оси в кривом участке пути

,

где - статическая нагрузка на шейку оси, кН (табл.4, последняя цифра учебного шифра = Р_ст).

Вертикальная реакция наружного рельса

,

где Ц - часть центробежной силы, не уравновешенной возвышением наружного рельса, кН;

h_c - 1,5-1,6 м - расстояние от центра тяжести до плоскости, проходящей через оси колесных пар;

n - число осей тележки(принять n=3),

2S - расстояние между кругами катания колес (2S = 1,58 м);

Y_p - рамное давление на торец оси, кН;

r- радиус колеса, м (r = 0,525 м).

Если принять Ц = О, то

,

где

Сила инерции неподрессоренных частей, опирающихся на шейку,

где G_a - масса буксы и балансира без учета массы шейки оси (можно принять G_a=2600 Н);

g - ускорение свободного падения, м/с²;

j - ускорение неподрессоренных частей

(здесь q = 2,3 т - неподрессорнная масса, приходящая­ся на одну шейку);

- скорость движения, км/ч (табл. 1, последняя цифра шифра).

Вертикальное усилие от крутящего момента

Р_з= 2M_д/d_ш ,

где M_д - вращающий момент ТЭД, кНм;

d_ш - диаметр ведущей шерстерни, м; d_ш = mz₁

m - модуль зацепления;

z₁ - число зубьев ведущей шестерни ТЭД (принять m= 10, z₁=17).

Вращающий момент ТЭД в кН-м,

где - мощность ТЭД, кВТ;

- частота вращения якоря ТЭД, мин¹, ;

- передаточное число тягового редуктора (принять = 4,41);

- частота вращения колес тепловоза, мин^-1.

2. Изгибающий момент в вертикальной плоскости от горизонтальных сил

где - боковое давление от рельса на направляющее колесо, кН;

r - радиус колеса, м.

Боковое давление от рельса на направляющее колесо

,

где Q_b - поперечная сила трения между рельсом и греб­нем бандажа колеса, катящегося по внутреннему рельсу без учета горизонтальной силы инерции, кН;

,

- коэффициент трения скольжения ( = 0,25);

∆Р - изменение нагрузки на шейку оси за счет крена подрессорной части тепловоза,

, ,

где - нагрузка на ось;

2q - неподрессоренный вес на ось.