Разработка дизельного двигателя мощностью 1200 кВт при номинальной частоте вращения коленчатого вала 1500 об/мин
Введение
Цель данного дипломного проекта - в соответствии с заданием на
проектирование разработать восьмицилиндровый четырехтактный дизельный
двигатель, с V - образным расположением цилиндров, прототипом которого является
дизель 8ЧН 21/21.
Спроектированный двигатель 8ЧН 21/21 предназначен для работы на
большегрузных автосамосвалах а так же на тепловозах.
Специальной темой дипломного проекта стал расчет воздухо-воздушного
охладителя наддувочного воздуха (ОНВ), а так же разработка двух схем охлаждения
надувочного воздуха: для автомобильного и тепловозного вариантов.
1. Выбор
основных конструктивных параметров двигателя
По результатам анализа параметров прототипа предварительно выбираем
следующие конструктивные параметры: диаметр цилиндра D= =210 мм, ход поршня S=210 мм (радиус кривошипа R=105 мм), отношение S/D=1,0 (данная величина характерна для
быстроходных дизельных двигателей), λ=R/L=0,263, количество цилиндров i=8 (двигатель V-образный),
неразделенная камера сгорания со степенью сжатия ε=13.
Двигатель с турбокомпрессором с охладителем надувочного воздуха.
2. Тепловой
расчет
Задачей тепловой расчета является определение параметров рабочего цикла
четырехтактного дизельного двигателя с наддувом и охладителем наддувочного
воздуха, а также построение индикаторной диаграммы.
Тепловой расчет производится по классической схеме Гриневецкого-Мазинга
для номинального режима работы двигателя. Основной целью расчета является
определение параметров рабочего цикла, обеспечивающих получение заданной
мощности и необходимых технико-экономических показателей двигателя.
2.1 Выбор
исходных параметров для теплового расчета
Тип двигателя - дизель.
Мощность двигателя Ne, кВт 1200
Частота вращения n, об/мин 1500
Количество цилиндров i, 8
Степень сжатия. В дизелях процесс смесеобразования происходит
непосредственно в камере сгорания при положении поршня вблизи ВМТ. Поэтому
необходимо получить к моменту впрыска топлива достаточно высокую температуру,
обеспечивающую воспламенение испарившегося топлива без постороннего источника
зажигания.
Выбираем конструктивно более простую камеру сгорания - неразделенную,
которая обеспечивает степень сжатия от 11 до 16. Для данного двигателя степень
сжатия принимаем ε=13.
Коэффициент избытка воздуха. Распределение топлива в неразделенных
камерах сгорания отличается большой неравномерностью, поэтому при их
использовании применяют большой коэффициент избытка воздуха α=1,5…3,0.
Для данного двигателя
принимаем α=1,9.
Давление перед впускными органами в двигателях с наддувом выше атмосферного
в зависимости от степени наддува. Для данного двигателя рк=0,275 МПа.
Адиабатический КПД компрессора принимаем ηка=0,74.
Отношение S/D=1,0.
Максимальное давление сгорания для дизеля с турбокомпрессором принимаем рz=13,0 МПа.
Коэффициент избытка продувочного воздуха принимаем φк=1,03.
Двигатель четырехтактный.
2.2 Выбор
расчетных параметров
Характеристика дизельного топлива:
а) элементарный состав 1 кг топлива:
С, кг 0,870
Н, кг 0,126
О, кг 0,004
б) молекулярная масса mт, кг/кмоль 180
в) низшая теплота сгорания Нu, ккал/кг 10150
Давление и температура окружающей среды:
ро=0,103 МПа, to=20 оС (То=293
К).
Сопротивление охладителя надувочного воздуха принимаем по [1] Δрх=0,05 МПа.
Понижение температуры воздуха в охладителе наддувочного воздуха принимаем
согласно [1] ΔТх=90 К.
Процесс сжатия воздуха в компрессоре принимаем адиабатным. Тогда
показатель адиабаты сжатия в компрессоре для центробежных компрессоров
принимаем согласно [1] k=1,46.
Температура остаточных газов для дизелей принимаем по [1] Тr=800 К.
Коэффициент использования теплоты в точке z для дизелей принимаем согласно [1] ξz=0,8.
Коэффициент использования теплоты в точке b принимаем по [1] ξb=0,9.
Механический КПД для дизеля с наддувом принимаем ηм=0,92.
2.3 Расчет
рабочего цикла
2.3.1 Параметры
рабочего тела
Стехиометрическое количество воздуха на 1 кг топлива для дизельного
двигателя рассчитывается по следующей формуле
кмоль. (1)
Количество свежего заряда на 1 кг топлива для дизельного двигателя
кмоль. (2)
2.3.2 Количество
продуктов сгорания при α>1
Количество продуктов сгорания при условии, что сгорание 1 кг топлива
происходит с α=1
кмоль. (3)
Количество
продуктов сгорания 1 кг топлива при заданном α
кмоль. (4)
Отношение
количества продуктов сгорания при α=1 к количеству их при заданном α
. (5)
Объёмная
доля избыточного воздуха в продуктах сгорания
. (6)
Сумма
объёмных долей продуктов сгорания при α=1 и избыточного воздуха должна быть тождественно равна единице
. (7)
Коэффициент
молекулярного изменения горючей смеси
. (8)
2.3.3 Параметры
процесса газообмена
Для наддувного двигателя.
Давление в выходном патрубке компрессора
МПа, (9)
где
pк - давление перед впускными органами двигателя; Δpx -
сопротивление охладителя наддувочного воздуха.
Степень
повышения давления в компрессоре:
, (10)
где
pа' - разрежение на входе в компрессор:
а'
= (0,95…0,98)·рo = 0,95 рo = 0,95·0,103=0,098 МПа. (11)
Температура
воздуха в выходном патрубке компрессора
К, (12)
где
Т1* - температура заторможенного потока воздуха на входе в компрессор, Т1*=t0+273.
Температура
воздуха во впускном патрубке двигателя
К, (13)
где
ΔТx - понижение температуры воздуха в охладителе
наддувочного воздуха.
Давление
в начале сжатия ра оценивают на основании опытных данных.
Для
четырёхтактных двигателей с наддувом согласно [1]
МПа. (14)
Давление
остаточных газов в цилиндре в конце выпуска.
Давление
остаточных газов в конце выпуска рr оценивают на основании опытных
данных.
В
двигателях с наддувом согласно [1]
. (15)
Величина
отношения pк/pp зависит от системы наддува и изменяется в
четырёхтактных двигателях обычно в пределах 1,15…1,30 согласно [1].
Принимаем
, тогда 
МПа.
(16)
Тогда
МПа. (17)
Коэффициент
наполнения
, (18)
где
ξсз - коэффициент дозарядки;
ξоч - коэффициент очистки, учитывающий уменьшение остаточных газов при
продувке;
ξ - коэффициент, учитывающий различия в теплоемкостях рабочей смеси при
температуре Та и остаточных газов при Тr;
ΔТ - величина подогрева свежего заряда.
Принимаем
согласно [1] ξсз=ξ=1;
для
наддувных двигателей 
, (19)
величина
подогрева свежего заряда согласно [1] ΔТ=10оС.
Тогда
. (20)
Коэффициент
остаточных газов
(21)
Температура
в начале сжатия
К. (22)
Коэффициент
продувки
. (23)
2.3.4 Сжатие
Показатель политропы сжатия n1 и температуру в конце сжатия Тс определяют из системы уравнений (при α>1)
,
.
(24)
Коэффициенты
, (25)
, (26)
. (27)
При
ta=Та-273=364-273=91 oC находим
согласно [2] по таблице значение внутренней энергии свежего заряда и продуктов
сгорания в точке а:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставляем
в уравнение (24), получим
. (28)
Принимаем
n1=1,32
Тогда
К (tc=554,72
oC). (29)
Внутренние
энергии для данной температуры [2]:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставим
в уравнение (28)
, (30)
Вычисляя,
получаем -423,8=0.
Принимаем
n1=1,36
Тогда
К, (tc=644
oC). (31)
Внутренние
энергии для данной температуры [2]:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставим
в уравнение (24)
, (32)
Вычисляя,
получаем -86=0.
Решаем
исходную систему уравнений аналитическим методом. Для этого составляем систему
из двух уравнений кривой 
:
,
. (33)
Решая
систему (33) находим уравнение кривой 
, и
приравнивая у нулю, находим значение n1=1,37.
Тогда
К (tc=668,4
oC). (34)
Давление
в цилиндре в конце сжатия
МПа. (35)
2.3.5 Сгорание
в дизельном двигателе
Степень повышения давления
. (36)
Коэффициент
молекулярного изменения рабочей смеси
. (37)
Температура
конца сгорания определяется из уравнения
(38)
При
tс=668,4 oC находим согласно [2] по таблице значение внутренней
энергии свежего заряда и продуктов сгорания в точке с:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставим
в уравнение (38)
(39)
Вычисляя,
получаем, что левая часть уравнения равна 14290,96.
Принимаем
tz=1400 oC.
Значения
внутренних энергий, при заданной температуре [2]:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставим
в (39)
, (40)
Вычисляя,
получаем, что правая часть уравнения равна 11500.
Принимаем
tz=1500 oC.
Значения
внутренних энергий при заданной температуре [2]:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставим
в (39)
, (41)
Вычисляя,
получаем, что правая часть уравнения равна 12405.
Определим
температуру в конце сжатия аналитическим методом. Для этого найдем уравнение
прямой, проходящей через точки с координатами (1400;11500) и (1500;12405).
Составляем
систему уравнений:
,
.
(42)
Решая
данную систему находим уравнение кривой 
, и
приравнивая у=13832,11 находим значение tz=1658 oC (Tz=1931
K).
Степень
предварительного расширения
. (43)
2.3.6 Расширение
в дизеле
Степень последующего расширения
. (44)
Показатель
политропы расширения n2 и температуру в конце расширения tb
определяем из системы уравнений:
.
(45)
При
tz=1658 oC находим согласно [2] по таблице значение внутренней
энергии свежего заряда и продуктов сгорания в точке z:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставим
в уравнение (45)
Вычисляя,
получаем, что левая часть уравнения равна -481,1.
Зададим
n2=1,22.
Тогда
оС. (47)
Значения
внутренних энергий при заданной температуре [2]:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставим
в уравнение (45)
(48)
Вычисляя,
получаем, что правая часть уравнения равна 895,6.
Зададим
n2=1,28.
Тогда
оС. (49)
Значения
внутренних энергий при заданной температуре [2]:
ккал/кмоль,
ккал/кмоль.
Подставим
в уравнение
(50)
Вычисляя,
получаем, что правая часть уравнения равна - 25,72.
Решаем
исходную систему уравнений аналитическим методом. Для этого составляем систему
из двух уравнений кривой :
,
. (51)
Решая
систему (51) находим уравнение кривой 
, и
приравнивая у нулю, находим значение n2=1,24.
Тогда
оС (Тb=1134
K). (52)
Давление
в конце расширения
МПа. (53)
2.3.7 Параметры,
характеризующие рабочий цикл
Расчетное среднее индикаторное давление дизельного двигателя
(54)
МПа.
Действительное
среднее индикаторное давление
, (55)
где
φп - коэффициент полноты диаграммы, учитывающий
уменьшение площади диаграммы принимаем согласно [1] φп=0,96.
Тогда
МПа. (56)
Индикаторный
КПД
. (57)
Удельный
индикаторный расход топлива
г/(л.с.∙ч). (58)
Среднее
эффективное давление
МПа. (59)
Эффективный
КПД двигателя
. (60)
Удельный
эффективный расход топлива
г/(кВт∙ч). (61)
2.3.8 Основные
размеры цилиндра
Рабочий объем цилиндра
л. (62)
Диаметр
цилиндра
дм. (63)
Ход
поршня
дм. (64)
Полученные
значения S и D округлим до значений, предусмотренных стандартам,
т.е. S=210 мм, D=210 мм.
По
окончательно принятому диаметру цилиндра и ходу поршня уточним основные
параметры и показатели проектируемого двигателя:
отношение
S/D
, (65)
площадь
поршня
мм2, (66)
рабочий
объем
л, (67)
объем
камеры сгорания
л, (68)
полный
объем
л, (69)
средняя
скорость поршня
м/с, (70)
номинальная
мощность
кВт., (71)
поршневая
мощность
кВт/дм2, (72)
литровая
мощность
кВт/л. (73)
2.4 Построение
индикаторной диаграммы
Зная параметры характерных точек расчетного цикла, можно построить
индикаторную диаграмму в функции от рабочего объема.
По оси абсцисс откладываем отрезок АВ=138 мм, соответствующий рабочему
объему цилиндра (Vh=7,27 л), а
отрезок ОА=АВ/(ε-1)=
=138/(13-1)=12 мм -
объему камеры сгорания. Далее по данным теплового расчета на диаграмме
откладываем в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках.
Построение политропы сжатия и расширения может быть выполнено
аналитически путем использования уравнения политропы pVn=const.
Для кривой сжатия ac
. (74)
Для
кривой расширения zb
(75)
В
данных выражениях отношение объемов может быть заменено отношением отрезков,
тогда
(76)
(77)
Давление
впуска ra и выпуска br условно принимаются
неизменными на протяжении их процессов.
Вследствие
конечного значения скоростей горения действительная линия сгорания отклоняется
от теоретической, а процесс сгорания, начинаясь за 25…30о до прихода поршня в
ВМТ, заканчивается через 10…15о после его прихода. При этом максимальное
давление рz цикла снижается примерно на 15% и полезная площадь
диаграммы также уменьшается.
В
конце процесса расширения выпускной клапан открывается в точке b1 за
55о до прихода поршня в НМТ. Это необходимо для лучшей очистки цилиндров от
отработавших газов и уменьшения работы, затрачиваемой на их удаление.
Индикаторная
диаграмма представлена на рисунке 1.
Рисунок
1 - Индикаторная диаграмма
3. Расчеты
кинематики и динамики КШМ
3.1 Расчет
перемещения, скорости и ускорения поршня
Расчет кинематики КШМ производится по методике, представленной в
источнике [3], и сводится к определению перемещения h, скорости V и
ускорения j поршня в зависимости от угла
поворота коленчатого вала a.
Для данного расчета необходимы следующие параметры:
частота вращения n, об/мин 1500
радиус кривошипа R, мм 105
длина шатуна L, мм 400
Постоянная механизма
. (78)
Угловая
скорость коленчатого вала
рад/с. (79)
Экстремальные
значения скорости и ускорения поршня и углов α, соответствующих этим значениям:
м/с; (80)
; (81)
м/с2;
; (82)
м/с2;(83)
. (84)
Перемещение,
скорость и ускорение поршня вычисляются по формулам:
, мм; (85)
, м/с; (86)
, м/с2. (87)
Результаты
расчета кинематики поршня приведены в таблице 1 и на рисунке 2.
Таблица
1 - Результаты расчета кинематики поршня
|
α
|
h, мм
|
V, м/с
|
J, м/с2
|
α
|
|
|
Знак
|
Величина
|
Знак
|
|
|
|
0о
|
0,0
|
+
|
0,0
|
-
|
3272
|
360 о
|
|
10о
|
2,0
|
+
|
3,6
|
-
|
3192
|
350 о
|
|
20о
|
7,9
|
+
|
7,0
|
-
|
2956
|
340 о
|
|
30о
|
17,5
|
+
|
10,1
|
-
|
2584
|
330 о
|
|
40о
|
30,3
|
+
|
12,7
|
-
|
2103
|
320 о
|
|
50о
|
45,6
|
+
|
14,8
|
-
|
1547
|
310 о
|
|
60о
|
62,9
|
+
|
16,2
|
-
|
955
|
300 о
|
|
70о
|
81,3
|
+
|
16,9
|
-
|
364
|
290 о
|
|
80о
|
+
|
17,0
|
-
|
-190
|
280 о
|
|
90о
|
118,8
|
+
|
16,5
|
-
|
-681
|
270 о
|
|
100о
|
136,6
|
+
|
15,5
|
-
|
-1090
|
260 о
|
|
110о
|
153,1
|
+
|
14,1
|
-
|
-1408
|
250 о
|
|
120о
|
167,9
|
+
|
12,4
|
-
|
-1636
|
240 о
|
|
130о
|
180,6
|
+
|
10,5
|
-
|
-1784
|
230 о
|
|
140о
|
191,1
|
+
|
8,5
|
-
|
-1866
|
220 о
|
|
150о
|
199,4
|
+
|
6,4
|
-
|
-1903
|
210 о
|
|
160о
|
205,3
|
+
|
4,2
|
-
|
-1913
|
200 о
|
|
170о
|
208,8
|
+
|
2,1
|
-
|
-1911
|
190 о
|
|
180о
|
210,0
|
+
|
0,0
|
-
|
-1909
|
180 о
|
Рисунок 2 - Графики зависимостей перемещения, скорости и ускорения поршня
от угла поворота кривошипа
3.2 Расчет
объема цилиндра и давления газов в цилиндре в зависимости от угла поворота
коленчатого вала
Расчет развернутой индикаторной диаграммы производим согласно методике
описанной в [3].
Для данного расчета необходимы следующие параметры:
диаметр цилиндра D, мм 210;
степень сжатия ε 13;
давление при впуске pa, МПа 0,26;
показатель политропы сжатия n1 1,37;
максимальное давление сгорания pz, МПа 13,0;
показатель политропы расширения n2 1,24;
давление в начале выпуска pb, МПа 0,84;
давление остаточных газов pr, МПа 0,29.
Для расчета развернутой индикаторной диаграммы из теплового расчета
потребуются следующие параметры.
Площадь
поршня 
мм2.
Рабочий
объем цилиндра 
л.
Объем
камеры сгорания 
л.
Полный
объем цилиндра 
л.
Далее
вычисляем текущий объем цилиндра для тактов сжатия и расширения (в интервале
углов α
от 180 до 540о) по формуле
, (88)
где
значения h заимствуются из таблицы 1.
Давление
на такте впуска в интервале углов α от 0 до 180о принимается равным pa, т.е. р=0,30
МПа.
Давление
на такте сжатия в интервале углов α от 190 до 350о вычисляется по формуле
(89)
Давление
в начале сгорания при α=360о
(90)
где
рс - давление в конце такта сжатия, определяемое при условии отсутствия
воспламенения топлива.
МПа. (91)
При
α=370о давления газов в цилиндре принимается равным рz,
т.е. р=13,0 МПа.
Тогда
МПа. (92)
Давление
газов при расширении в интервале углов α от 380 до 530о вычисляется по формуле
(93)
Давление
в конце расширения при α=540о
МПа. (94)
Давление
при выпуске в интервале углов α от 550
до 710о принимается равным рr, т.е. р=0,31 МПа.
Результаты
вычислений приведены в таблице 2. Развернутая индикаторная диаграмма,
построенная по данным, приведенным в таблице 2 с учетом значений давлений газов
рa, pz, pr и соответствующих этим давлениям интервалов углов α приведена на рисунке 3.
Таблица
2 - Зависимость перемещения поршня, объема цилиндра и давления газов в цилиндре
от угла поворота коленчатого вала для тактов сжатия и расширения
|
α
|
h, мм
|
V, л
|
Va/V
|
р, МПА
|
|
сжатие
|
расширение
|
|
|
|
сжатие
|
расширение
|
|
180о
|
540о
|
210,0
|
7,88
|
1,00
|
0,26
|
0,55
|
|
190о
|
530о
|
208,8
|
7,84
|
1,01
|
0,26
|
0,85
|
|
200о
|
520о
|
205,3
|
7,72
|
1,02
|
0,27
|
0,86
|
|
210о
|
510о
|
199,4
|
7,51
|
1,05
|
0,28
|
0,89
|
|
220о
|
500о
|
191,1
|
7,23
|
1,09
|
0,29
|
0,94
|
|
230о
|
490о
|
180,6
|
6,86
|
1,15
|
0,32
|
1,00
|
|
240о
|
480о
|
167,9
|
6,42
|
1,23
|
0,35
|
1,08
|
|
250о
|
470о
|
153,1
|
5,91
|
1,33
|
0,39
|
1,20
|
|
260о
|
460о
|
136,6
|
5,34
|
1,48
|
0,45
|
1,36
|
|
270о
|
450о
|
118,8
|
4,72
|
1,67
|
0,53
|
1,59
|
|
280о
|
440о
|
100,2
|
4,08
|
1,93
|
0,64
|
1,91
|
|
290о
|
430о
|
81,3
|
3,42
|
2,30
|
0,82
|
2,37
|
|
300о
|
420о
|
62,9
|
2,78
|
2,83
|
1,09
|
3,06
|
|
310о
|
410о
|
45,6
|
2,19
|
3,60
|
1,51
|
4,13
|
|
320о
|
400о
|
30,3
|
1,65
|
4,76
|
2,22
|
5,83
|
|
330о
|
390о
|
17,5
|
1,21
|
6,50
|
3,39
|
8,57
|
|
340о
|
380о
|
7,9
|
0,88
|
8,94
|
5,25
|
12,74
|
|
350о
|
370о
|
2,0
|
0,68
|
11,66
|
7,56
|
13,00
|
|
360о
|
0
|
0,61
|
13,00
|
8,78
|
10,89
|
Рисунок 3 - Развернутая индикаторная диаграмма
3.3 Расчет
сил, действующих в КШМ
Расчет динамики КШМ выполнен по методике [3].
Для вычисления сил инерции вращательно и поступательно движущихся масс
(ВДМ и ПДМ) предварительно определяются приведенные массы элементов КШМ.
Для V-образных дизельных двигателей с
рядомстоящими шатунами, составными поршнями и частотой вращения n<2000 об/мин согласно [4]
принимаем следующие конструктивные массы элементов КШМ, отнесенные к рабочему
объему цилиндра:
кг/л;
кг/л.
кг/л.
Так
как рабочий объем проектируемого двигателя равен 7,27 л, то
масса
поршневого комплекта
mп.к=2,4∙7,27=17,5
кг; (95)
масса
шатуна
mш=3,18∙7,27=23,2
кг; (96)
масса
кривошипа
mк=4,48∙7,27=32,6
кг. (97)
Приведенные
массы поршневой и кривошипной головок шатуна определяются согласно [3] из
соотношений:
1=(0,25…0,30)mш;
m2=mш-m1.
В
расчете принимаем:
1=0,28mш=0,28∙23,2=6,5
кг; (98)
2=23,2-6,5=16,7
кг. (99)
Величины
ПДМ и ВДМ:
=mп.к+m1=17,5+6,5=24
кг; (100)
mR=mк+2m2=32,6+2∙16,7=66
кг. (101)
Силы
инерции ВДМ:
кН; (102)
кН, (103)
где
ω
- угловая скорость коленчатого вала,
вычисленная выше.
Определим
суммарные силы, действующие в КШМ.
Силы
давления газов и силы инерции ПДМ действуют вдоль оси цилиндра и приложены к
одной точке, находящейся на пересечении осей цилиндра и поршневого пальца. Их
заменим одной суммарной силой Р.
Суммарная
сила Р раскладывается на составляющие силы, которые согласно схеме,
представленной на рисунке 4, вычисляются по формулам представленным ниже.
Рисунок 4 - Схема сил, действующих на элементы КШМ
Избыточное давление газов, действующих на днище поршня, вычисляется по
формуле
, (104)
где
р - величины давлений газов в цилиндре, определенные выше для углов α от 0 до 710о; ро=0,1 МПа - давление газов в картере
двигателя.
Силы
давления газов, действующие на поршневой палец
, (105)
где
FП - площадь поршня, вычисленная выше.
Силы
инерции ПДМ
, (106)
где
j - ускорение поршня.
Суммарные
силы, действующие на поршневой палец
. (107)
Составляющие
суммарной силы:
нормальная
сила давления поршня на стенку цилиндра
; (108)
сила,
действующая на шатун
; (109)
тангенциальная
сила, действующая на шатунную шейку вала
; (110)
радиальные
силы, действующие на кривошип
; (111)
сила,
действующая на шатунную шейку и шатунный подшипник
, (112)
где
β
- угол отклонения шатуна от оси цилиндра,
определяемый по формуле
. (113)
Результаты
вычислений приведены в таблице 3, диаграммы сил, действующих на элементы КШМ на
рисунке 5.
Таблица
3 - Результаты расчета сил
|
α
|
ΔPГ, МПа
|
PГ, кН
|
Pj, кН
|
P, кН
|
N, кН
|
T, кН
|
K, кН
|
KΣ,
кН
|
Q, кН
|
|
10о
|
0,16
|
5,59
|
-76,39
|
-70,80
|
-3,24
|
-15,48
|
-69,16
|
-111,2
|
113,37
|
|
40о
|
0,16
|
5,59
|
-50,33
|
-44,75
|
-7,67
|
-34,64
|
-29,34
|
-71,75
|
80,34
|
|
70о
|
0,16
|
5,59
|
-8,71
|
-3,13
|
-0,80
|
-0,32
|
-43,42
|
43,58
|
|
100о
|
0,16
|
5,59
|
26,09
|
31,68
|
8,49
|
29,72
|
-13,87
|
-57,67
|
64,29
|
|
130о
|
0,16
|
5,59
|
42,69
|
48,27
|
9,93
|
30,60
|
-38,64
|
-82,98
|
87,32
|
|
160о
|
0,16
|
5,59
|
45,77
|
51,36
|
4,64
|
13,21
|
-49,85
|
-94,47
|
93,93
|
|
190о
|
0,16
|
5,65
|
45,74
|
51,39
|
-2,35
|
-6,61
|
-51,02
|
-95,69
|
94,39
|
|
220о
|
0,19
|
6,72
|
44,67
|
51,39
|
-8,81
|
-26,28
|
-45,03
|
-89,64
|
92,01
|
|
250о
|
0,29
|
9,96
|
33,70
|
43,66
|
-11,14
|
-37,22
|
-25,40
|
-69,77
|
77,99
|
|
280о
|
0,54
|
18,87
|
4,56
|
23,43
|
-6,28
|
-24,16
|
-2,12
|
-45,84
|
51,31
|
|
310о
|
1,41
|
48,97
|
-37,02
|
11,95
|
-2,46
|
-10,73
|
5,80
|
-34,01
|
38,86
|
|
340о
|
5,15
|
178,55
|
-70,76
|
107,79
|
-9,74
|
-46,01
|
97,96
|
72,96
|
71,57
|
|
370о
|
12,90
|
446,81
|
-76,39
|
370,42
|
16,93
|
81,00
|
361,85
|
342,22
|
328,84
|
|
400о
|
5,73
|
198,50
|
-50,33
|
148,17
|
25,41
|
114,71
|
97,17
|
75,05
|
126,80
|
|
430о
|
2,27
|
78,52
|
-8,71
|
69,81
|
17,80
|
71,69
|
7,14
|
-34,76
|
80,22
|
|
460о
|
1,26
|
43,74
|
26,09
|
69,83
|
18,73
|
65,52
|
-30,57
|
-76,82
|
98,62
|
|
490о
|
0,90
|
31,11
|
42,69
|
73,79
|
15,18
|
46,77
|
-59,06
|
-106,3
|
112,40
|
|
520о
|
0,76
|
26,42
|
45,77
|
72,19
|
6,52
|
18,56
|
-70,07
|
-117,5
|
114,73
|
|
550о
|
0,44
|
15,34
|
45,74
|
61,08
|
-2,79
|
-7,86
|
-60,64
|
-101,8
|
104,08
|
|
580о
|
0,42
|
14,51
|
44,67
|
59,18
|
-10,15
|
-30,26
|
-51,86
|
-88,80
|
99,71
|
|
610о
|
0,39
|
13,68
|
33,70
|
47,38
|
-12,08
|
-40,39
|
-27,56
|
-67,06
|
81,43
|
|
640о
|
0,37
|
12,85
|
4,56
|
17,40
|
-4,67
|
-17,95
|
-1,57
|
-44,29
|
48,19
|
|
670о
|
0,16
|
5,59
|
-37,02
|
-31,44
|
6,47
|
28,24
|
-15,25
|
-57,71
|
64,87
|
|
700о
|
0,16
|
5,59
|
-70,76
|
-65,17
|
5,89
|
27,82
|
-59,23
|
-101,
|
106,09
|
|
730о
|
0,16
|
5,59
|
-76,48
|
-70,80
|
-3,24
|
-15,50
|
-69,05
|
-111,2
|
117,97
|
, (114)
где
n=720о/30о=24 - количество расчетных значений Qi(α).
Рисунок 5 - Диаграммы сил, действующих на элементы КШМ
3.4 Диаграмма
износа шатунной шейки
Расчет и построение диаграммы износа шатунной шейки производим согласно
методике изложенной в [3], [4].
По векторной диаграмме сил построим диаграмму износа шатунной шейки.
Для каждой точки деления окружности шейки определяем по векторной
диаграмме силы Q(α) с интервалом угла α, равным 30о, действующие в секторах с
углами ±60о от каждой точки контура шейки. Величины этих сил переносят из
таблицы 4 в таблицу 5 и суммируют для каждой точки контура шатунной шейки.
Диаграмма износа шатунной шейки представлена на рисунке 6.
По величинам суммарных сил (ΣQ)i для каждой точки контура шейки
определяется относительный износ по формуле
. (115)
Величины qi в принятом масштабе откладываем от соответствующей точки
контура шейки. Концы отложенных отрезков соединяем плавной линией, которая
показывает относительный износ контура шейки.
По полученной диаграмме износа определяют наименее изнашиваемые зоны
шейки, в которых могут быть расположены отверстия для смазки подшипников.
Рисунок 6 - Диаграмма износа шатунной шейки
Таблица 4 - Результаты расчета диаграммы износа
|
α
|
Значения Q, кН для точек
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
9
|
10
|
11
|
12
|
|
0о
|
115,9
|
115,9
|
115,9
|
|
|
|
|
|
|
|
115,9
|
115,9
|
|
30о
|
94,7
|
94,7
|
|
|
|
|
|
|
|
|
94,7
|
94,7
|
|
60о
|
51,2
|
51,2
|
|
|
|
|
|
|
|
|
51,2
|
51,2
|
|
90о
|
53,8
|
53,8
|
53,8
|
|
|
|
|
|
|
|
|
53,8
|
|
120о
|
81,8
|
81,8
|
81,8
|
|
|
|
|
|
|
|
|
81,8
|
|
150о
|
92,9
|
92,9
|
92,9
|
|
|
|
|
|
|
|
|
92,9
|
|
180о
|
94,4
|
94,4
|
94,4
|
|
|
|
|
|
|
|
94,4
|
94,4
|
|
210о
|
93,5
|
93,5
|
|
|
|
|
|
|
|
|
93,5
|
93,5
|
|
240о
|
84,6
|
84,6
|
|
|
|
|
|
|
|
|
84,6
|
84,6
|
|
270о
|
60,3
|
60,3
|
|
|
|
|
|
|
|
|
60,3
|
60,3
|
|
300о
|
41,3
|
41,3
|
41,3
|
|
|
|
|
|
|
|
41,3
|
41,3
|
|
330о
|
6,9
|
6,9
|
|
|
|
|
|
|
|
|
32,1
|
32,1
|
|
360о
|
|
|
|
|
179,1
|
179,1
|
179,1
|
179,1
|
179,1
|
|
|
|
|
390о
|
|
|
|
201,1
|
201,1
|
201,1
|
201,1
|
|
|
|
|
|
|
420о
|
|
80,6
|
80,6
|
80,6
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
450о
|
91,6
|
91,6
|
91,6
|
91,6
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
480о
|
109,4
|
109,4
|
109,4
|
|
|
|
|
|
|
|
|
109,4
|
|
510о
|
114,7
|
114,7
|
114,7
|
|
|
|
|
|
|
|
|
114,7
|
|
540о
|
104,5
|
104,5
|
104,5
|
104,5
|
|
570о
|
102,1
|
102,1
|
|
|
|
|
|
|
|
|
102,1
|
102,1
|
|
600о
|
89,8
|
89,8
|
|
|
|
|
|
|
|
|
89,8
|
89,8
|
|
630о
|
59,0
|
59,0
|
|
|
|
|
|
|
|
|
59,0
|
59,0
|
|
660о
|
47,4
|
47,4
|
47,4
|
|
|
|
|
|
|
|
|
47,4
|
|
690о
|
94,7
|
94,7
|
94,7
|
|
|
|
|
|
|
|
|
94,7
|
|
ΣQi
|
1684
|
1765
|
1123
|
373
|
380
|
380
|
380
|
179
|
179
|
0
|
1023
|
1618
|
|
qi
|
0,95
|
1,00
|
0,64
|
0,21
|
0,22
|
0,22
|
0,22
|
0,10
|
0,10
|
0,00
|
0,58
|
0,92
|
3.5 Определение
порядка работы цилиндров, зависимость суммарного крутящего момента от угла
поворота коленчатого вала
Определение порядка работы цилиндров и построение зависимости суммарного
крутящего момента от угла поворота коленчатого вала производим согласно
методике изложенной в [3], [4].
Для четырехтактного восьмицилиндрового V-образного двигателя с четырехколенным коленчатым валом с
рядом стоящими, определим порядок работы цилиндров, зависимость суммарного крутящего
момента от угла поворота коленчатого вала, среднее и экстремальные значения
этого момента, индикаторную мощность двигателя и избыточную работу цикла.
Порядок работы цилиндров принимаем по прототипу:
900 900 900 900 900 900
л -- 1п -- 4л -- 2л -- 2п -- 3л -- 3п -- 4п.
Углы опережения работы цилиндров: y1л = 90о; y1п = 180о; y4л
= 270о;
y2л = 360о; y2п
= 450о; y3л = 540о; y3п = 630о; y4п = 720о .
Период изменения суммарного крутящего момента составляет 90о.
Таблица 5 - Расчет суммарного крутящего момента V-образного восьмициндрового двигателя
|
Значения i
и Ti для цилиндров
|
|
1л
|
1п
|
4л
|
2л
|
2п
|
3л
|
3п
|
4п
|
MΣ(α)=RΣTi(α), Н∙м
|
|
Т1л,кН
|
|
Т1п,кН
|
18
|
Т4л,кН
|
|
Т2л,кН
|
|
Т2п,кН
|
|
Т3л,кН
|
|
Т3п,кН
|
|
Т4п,кН
|
55*Ti, нМ
|
|
0º
|
0,0
|
90º
|
21,9
|
180º
|
0,0
|
270º
|
-31,1
|
360º
|
0,0
|
450º
|
67,8
|
540º
|
0,0
|
630º
|
-29,4
|
3064
|
|
10º
|
-15,5
|
100º
|
29,7
|
190º
|
-6,6
|
280º
|
-24,2
|
370º
|
81,0
|
460º
|
65,5
|
550º
|
-7,9
|
640º
|
-17,9
|
10939
|
|
20º
|
-27,8
|
110º
|
33,5
|
200º
|
-13,3
|
290º
|
-16,6
|
380º
|
156,7
|
470º
|
61,3
|
560º
|
-15,6
|
650º
|
-3,9
|
18279
|
|
30º
|
-34,6
|
120º
|
33,5
|
210º
|
-19,9
|
300º
|
-11,2
|
390º
|
142,4
|
480º
|
54,9
|
570º
|
-23,2
|
660º
|
10,4
|
15985
|
|
40º
|
-34,6
|
130º
|
30,6
|
220º
|
-26,3
|
310º
|
-10,7
|
400º
|
114,7
|
490º
|
46,8
|
580º
|
-30,3
|
670º
|
28,2
|
12433
|
|
50º
|
-28,2
|
140º
|
25,7
|
230º
|
-31,8
|
320º
|
-17,8
|
410º
|
92,1
|
500º
|
37,7
|
590º
|
-36,1
|
680º
|
34,6
|
7991
|
|
60º
|
-16,9
|
150º
|
19,7
|
240º
|
-35,7
|
330º
|
-32,1
|
420º
|
78,3
|
510º
|
28,1
|
600º
|
-39,8
|
690º
|
34,6
|
3789
|
|
70º
|
-3,2
|
160º
|
13,2
|
250º
|
-37,2
|
340º
|
-46,0
|
430º
|
71,7
|
520º
|
18,6
|
610º
|
-40,4
|
700º
|
27,8
|
467
|
|
80º
|
10,5
|
170º
|
6,6
|
260º
|
-35,7
|
350º
|
-39,8
|
440º
|
69,2
|
530º
|
9,2
|
620º
|
-37,1
|
710º
|
15,5
|
-171
|
|
90º
|
21,9
|
180º
|
0,0
|
270º
|
-31,1
|
360º
|
0,0
|
450º
|
67,8
|
540º
|
0,0
|
630º
|
-29,4
|
720º
|
0,0
|
3064
|
По представленным в таблице 5 результатам расчета определяются среднее и
экстремальные значения крутящего момента, его размах, коэффициент
неравномерности и индикаторная мощность двигателя. График суммарного крутящего
момента показан на рисунке 7.
Среднее и экстремальные значения крутящего момента
Мср
= 
(116)
Мmax =
18279 Н×м; Мmin = -171 Н×м; Ма =
9223 Н×м.
Коэффициент
неравномерности крутящего момента
(Мmax -
Мmin)/ Мср = (18279+171)/8427 = 2,19. (117)
Индикаторный
крутящий момент двигателя
Мi =
9550Ne/(nм) = 9550×1200/(1500×0,92) = 8304 Н×м. (118)
Ошибка
при определении Мср составляет
(Мср
- Мi)/Мср×100% = (8427 -
8304)/8427×100% = 1,48%. (119)
Максимальная
площадь между кривой крутящего момента и линией среднего его значения
составляет Fmax = 2079 мм2.
Максимальная
избыточная работа цикла
Аизб
= pFmaxMмМa/180o = p×2079×185×6,3/1800 =
4172 Н×м, (120)
где,
Mм = 185,2 Н×м/мм -
масштаб момента;
Мa = 6,3 град/мм - масштаб угла a.
Рисунок
7 - График суммарного крутящего момента
.6 Анализ неуравновешенности и уравновешивание двигателя
Определим
неуравновешенные силы инерции, моменты сил инерции и приведенные массы нащечных
противовесов для восьмицилиндрового
V-образного двигателя, схема которого изображена на
рисунке 8, со следующими параметрами: n=1500 об/мин; R=0,105
м; λ=0,263;
=0,33 м; l=0,88 м; mj=24
кг; m2=16,7 кг; mк=32,6 кг.
Рисунок
8 - Схема восьмицилиндрового V-образного двигателя
В
каждой двухцилиндровой секции двигателя с углом γ=90о сила инерции первого порядка РI
имеет постоянную величину Сj и направлена по радиусу кривошипа, как и центробежная
сила инерции СR вращающихся масс шатуна и кривошипа. Величина
равнодействующей силы в каждой секции
кН.
(121)
Результирующая
сил СΣ
для двигателя в целом ΣСΣ=0.
Проекции
вектора результирующего момента сил СΣ при α=0:
кНм;
(122)
кНм.
(123)
Величина
результирующего момента I порядка
кНм.
(124)
Угол
направления вектора момента
.
(125)
Угол
расположения плоскости действия момента и уравновешивающих противовесов
.
(126)
Приведенная
масса противовесов
кг.
(127)
Силы
инерции II порядка в каждой секции:
;
(128)
.
(129)
Результирующие
силы и моменты II порядка для двигателя в целом:
;
(130)
;
(131)
;
(132)
.
(133)
Проектируемый
двигатель имеет равномерное чередование вспышек и полностью уравновешен в
отношении сил инерции I и II порядков и моментов сил инерции II
порядка. Момент сил инерции I порядка полностью уравновешивается противовесами
коленчатого вала.
.7 Расчет маховика
Расчет выполнен по методике [2].
По данным [3] принимаем коэффициент неравномерности вращения вала d = 0,0015.
Момент инерции маховика
м = 0,85Aизб/(w2d) = 0,85×4172/(157,12×0,0015) = 95,85 кг×м2. (134)
Наружный и внутренний диаметры обода маховика для двигателя зададим по
конструктивным условиям следующими:
Dн =
0,84 м; Dвн = 0,55 м. (135)
Средний диаметр обода маховика
ср = (Dн + Dвн)/2 = (0,84+0,55)/2 = 0,67 м. (136)
Окружная скорость маховика
= 0,5Dнw = 0,5×0,84×157,1 = 66 м/c. (137)
Допустимые значения окружной скорости маховиков [4]: чугунных - 30 - 70
м/с; стальных - 50 - 110 м/с. Выбираем материал - чугун.
Напряжения растяжения в ободе маховика
МПа, (138)
где
ρ=7,85∙103
кг/м3 - плотность материала маховика.
Напряжения
растяжения на поверхности расточки ступицы маховика
МПа, (139)
где
μ=0,3
- коэффициент Пуассона материала
маховика; Dс=160 мм - диаметр отверстия ступицы маховика.
Значения
напряжений растяжения для чугунных маховиков допускаются до 100 МПа.
Масса
и ширина обода маховика:
кг; (140)
м =
=
176 мм. (141)
4. Расчеты
основных деталей двигателя
4.1 Расчет поршня
Поршень составной, охлаждаемый, состоит из тронка, головки, крепежных
деталей и деталей для перепуска масла. По наружному диаметру поршень имеет
сложную (овально-бочкообразную) форму. В выемках между тронком и головкой
образуются полости, через которые циркулирует масло, охлаждающее поршень. Тронк
составного поршня изготавливается из штампованной заготовки из алюминиевого
сплава. Наружная поверхность тронка поршня покрывается специальным
противозадирочным составом. Головка крепится к тронку поршня четырьмя шпильками
с гайкой.
Расчет выполняем по методике, изложенной в [3].
Выполним расчет поршня, конструкция которого представлена на рисунке 9.
Исходные данные, необходимые для данного расчета: D=210 мм; pz=13 МПа;
Ne=1200 кВт; ge=209,0 г/(кВт∙ч); Нu=42,6 МДж/кг. Материал поршня: АЛ-25; σв=200 МПа; σт=185 МПа; Е=7,2∙104 МПа; μ=0,32;
α=20∙10-6 1/К;
λ=160
Вт/(м∙К).
Рисунок 9 - Расчетная схема поршня
Размеры элементов поршня выбираем по прототипу следующими:
Н=245 мм - высота поршня.
Н1=150 мм - высота юбки.
Н2=42 мм - расстояние от верхнего торца до первого кольца.
Н3=100 мм - расстояние от нижнего торца до оси поршневого пальца.
Н4=7 мм - толщина верхней перемычки между кольцами.
δ=Н5=30 мм - толщина днища.
b=78
мм - размер между бобышками.
d=80
мм - диаметр пальца; l=180
мм - длина пальца;
r=50
мм - внутренний радиус днища.
Напряжения в верхней перемычке:
МПа;
(142)
МПа;
(143)
МПа, (144)
где
к=0,75 - коэффициент, учитывающий разницу давлений на первое и второе кольца
[6]; dк=196 мм - диаметр дна канавки.
[σΣ]=50 МПа. Условие прочности σΣ<[σΣ] выполняется.
Удельное
давление юбки на стенку цилиндра
МПа.
(145)
Для
поршней дизелей согласно [6] qю=0,4 - 1,2 МПа.
Удельное
давление на опорной поверхности бобышек поршня
МПа.
(146)
4.2 Расчет
поршневого пальца
Поршневой палец соединяет поршень с шатуном и передает давление газов в
цилиндре через поршень на шатун. Палец пустотелый, изготавлен из хромоникелевой
высококачественной стали, зацементирован по наружному диаметру. От осевых
смещений палец зафиксирован стопорными кольцами, установленными в отверстиях
поршня. Смазка к втулке шатуна поступает под давлением по каналу в стержне
шатуна, затем в полость пальца и из полости пальца по каналам идет для
охлаждения поршня.
Расчет на жесткость выполняем по методике, изложенной в работе [3].
Основные размеры пальца выбираем по прототипу следующими:
dн=80 мм - наружный диаметр; do=35 мм - диаметр отверстия; l=180 мм - длина пальца; b=80 мм - размер между бобышками; a=73 мм - ширина головки шатуна; mп.к=17,4 кг - масса поршневого
комплекта; ро=0,1 МПа - атмосферное давление. Материал - сталь 18Х2Н4МА.
Механические свойства материала: σв=1150 МПа; σт=900 МПа; σ-1=560
МПа. Поверхность
цементирована. Твердость поверхности HRC≥57.
Сила, действующая на палец
кН, (147)
где
j=3268 м/с2 - ускорение поршня в ВМТ по таблице 1.
Напряжения
изгиба и среза:
; (148)
; (149)
, (150)
дизельный двигатель поршень газообмен
где
. (151)
Напряжения
от овализации
(152)
Допускаемые
напряжения согласно [5]:
σu=300-500 МПа; τ=120-250 МПа; σо=150-300
МПа.
Условие
прочности выполняется.
Деформация
пальца:
. (153)
Зазор
в соединении палец - поршневая головка шатуна
. (154)
Условие
δ≤0,5S
выполняется.
4.3 Расчет
поршневого кольца
Материал кольца - легированный чугун, Е=1,2·105 МПа, m=0,25, a=11·10-61/К.
Основные размеры кольца определяются по конструктивным соотношениям [8]: радиальная толщина t=D/28=210/28=7,5
мм; высота h=0,53t=0,53×4,64=3,71мм; зазор в замке в свободном состоянии: а0=3,75t=3,75×7,5=26,3 мм; минимальный зазор в
замке во время работы двигателя аmin=0,2
мм.
Среднее давление кольца на стенку
. (155)
Допускаемые
значения рср=0,11 - 0,4 МПа.
Напряжение
изгиба в рабочем состоянии
. (156)
Напряжение изгиба при разведении замка
. (157)
Допускаемые напряжения: [smax]=300-400МПа;
[s'max]=400-500МПа. Условия прочности выполняются.
Монтажный зазор в замке кольца (158)
где Dt=225°С и Dtц=100°С - температуры кольца и цилиндра при
работе двигателя.
.4 Расчет стержня шатуна
Расчет выполнен по методике, изложенной в работе [2].
Сечение стержня шатуна представлено на рисунке 10.
Исходные данные: mj =
23,2 кг; R = 0,105 м; w = 157,08 с-1; l = 0,26; рz = 13 МПа; Fп =
0,0346 м2.
Размеры среднего сечения стержня шатуна принимаем по данным [2]
следующими:
высота двутаврового сечения
Н = 0,38D = 79,8 мм; (159)
ширина полок двутавра
В = 0,63Н = 50,3 мм; (160)
толщина стенок и полок
= 0,1H = 7,9мм. (161)
Площадь сечения стержня
Fст =
2Вt + t(H - 2t) = 2×50,3×7,9 + 7,9×(79,8 - 2×7,9) = 1300,3 мм2. (162)
Силы растяжения и сжатия шатуна:
Рр = mjRw2(1 + l)×10-3 = 23,2×0,105×157,12(1 + 0,26)×10-3 = 75,8 кН; (163)
Рс = рzFп - Рр = 13×0,037×10-3 - 91,5 = 480,9кН.
(164)
Напряжения растяжения и сжатия в стержне:
sр = Рр/Fст = 75,8×103/1300 = 58,3 МПа; (165)
sс= кРс/Fcт = 1,15×248×103/1300 = 425,4 МПа, (166)
где к = 1,15 - коэффициент, учитывающий продольный изгиб стержня шатуна.
Амплитуда и среднее значение напряжений в стержне:
sа = 0,5(sp + sc) = 0,5(58,3 + 425,4) = 185 МПа; (167)
sm =
0,5(sc - sр) = 0,5(425,4 - 58,3) = 183,6 МПа. (168)
Рисунок 10 - Сечение стержня шатуна
Коэффициенты, учитываемые при расчетах на прочность, принимаются по
данным [2] следующими
asp =
0,2; es¢ = 1; es¢¢ = 1,1; Кs = 1 (концентраторы напряжений
отсутствуют).
Запас прочности стержня определяется по пределу усталости
(169)
Рекомендуемые значения запасов прочности для стержней шатунов находятся в
пределах ns от 1,5 до 3. Следовательно,
выбранные размеры сечения стержня шатуна удовлетворяют условию прочности.
4.5
Расчет крышки кривошипной головки шатуна
Рисунок 11 - Расчетная схема кривошипной головки шатуна. Среднее сечение
крышки
Размеры элементов кривошипной головки шатуна определим по данным:
dш=
0,66D=138 мм; t=2 мм; h=0,26dш=36 мм; b=0,45dш=62
мм; l=1,22dш=168 мм.
Расчетная схема кривошипной головки приведена на рисунке 11. За расчетное
сечение крышки принимают ее среднее сечение [2]. Размеры этого сечения примем
следующими:
h1=14
мм; b1=b=62 мм; h2=h-h1=12 мм; b2=25
мм. (170)
Площадь рассчитываемого сечения
мм2. (171)
Координата
центра тяжести площади
мм. (172)
Осевой
момент инерции
(173)
мм4.
Момент
сопротивления изгибу
мм3. (174)
Сила,
действующая на крышку, определяется для режима 
по
векторной диаграмме нагрузок, действующих на шатунную шейку при 
кН.
(175)
Силовые
факторы в среднем сечении крышки:
кН; (176)
кН, (177)
где
- угол расположения сечения заделки.
Напряжение
в среднем сечении крышки
МПа. (178)
Допускаемое
напряжение 
МПа. (179)
Уменьшение
диаметра кривошипной головки
мм. (180)
Допускаемая
деформация не должна превышать половины зазора в подшипнике, т.е. 
мм. (181)
Заданные
размеры сечения крышки удовлетворяют условиям прочности и жесткости кривошипной
головки.
4.6 Расчет втулки цилиндра
Рисунок 12 - Расчетная схема втулки цилиндра
Основные геометрические параметры втулки показаны на рисунке 12.
Исходные
данные: максимальное давление сгорания 
МПа;
диаметр цилиндра 
мм; внутренний диаметр газового стыка 
мм. Материал втулки - чугун ЧВГ45: 
МПа; 
МПа; 
МПа; 
МПа; 
; 
1/град; 
.
Принимаем:
МПа; 
МПа; 
МПа.
Сила
давления газов, действующих на днище головки цилиндра,
кН. (182)
Сила
затяжки газового стыка (усилие уплотнения)
(183)
где
m - коэффициент запаса плотности стыка;
-
коэффициент основной нагрузки.
Расчетная толщина втулки
мм. (184)
Наружный
диаметр втулки
мм. (185)
Принимаем:
мм; 
мм.
Ширина
газового стыка (со стальной прокладкой)
мм. (186)
Наружный
диаметр газового стыка
мм. (187)
Принимаем.
мм; 
мм.
мм. (188)
Ширина
опорной поверхности картера
мм. (189)
Внутренний
диаметр опорной поверхности
мм. (190)
Принимаем:
мм; 
мм.
мм. (191)
Изгибающий
момент силы затяжки газового стыка
Н·мм. (192)
Момент
сопротивления изгибу поперечного сечения втулки
мм3. (193)
Напряжения
изгиба от затяжки стыка
МПа. (194)
Напряжения
сжатия от силы Q
МПа. (195)
Напряжения
от перепада температур (Δt=1000)
МПа. (196)
Главные
и суммарные напряжения на внутренней поверхности:
МПа (197)
МПа (198)
МПа (199)
МПа (200)
То
же на наружной поверхности:
МПа (201)
МПа; (202)
; 
МПа. (203)
Напряжения
МПа для втулки цилиндра из чугуна ЧВГ45 допустимы.
4.7
Расчет шпилек газового стыка
Расчет
выполнен по методике, изложенной в работе /2/.
Схема резьбового соединения показана на рисунке 13.
Рисунок 13 - Схема нагружения резьбового соединения головки цилиндров
Сила давления газов Рг = 490 кН; m = 2,5 - коэффициент затяжки;
c = 0,2 - коэффициент основной нагрузки; i = 8 - количество шпилек на один цилиндр; Dt = 800 - повышение температуры
деталей соединения;
lг =
180 мм - высота головки; lц =
200 мм - высота деформируемой части цилиндра; lш = 260 мм - длина стержня шпильки; lк = 80 мм - высота деформируемой части картера.
Материал картера - чугун ЧВГ35: Ек = 14×104 МПа; aк = 11×10-6 1/К.
Материал головки - АЛ9: Ег = 7×104 МПа; aг = 23×10-6 1/К.
Материал шпильки - сталь 40ХН2МА: Еш= 2×105 МПа; aш= 11,7×10-61/К; sв = 1000 МПа; sт = 850 МПа; s-1р=400МПа; bs = 0,47; as = 0,2 /2/.
Усилие затяжки шпильки
= m(1 - c)Pг /i =
2,5(1 - 0,2)490/8 = 122,1 кН. (204)
Основная нагрузка на шпильку
Ро = c Pг/i = 0,2×490/8 = 12,2 кН. (205)
Минимальный диаметр стержня шпильки
(206)
Принимаем:
dmin= 18 мм; диаметр резьбы do= 1,2dmin=
1,2×18 = 21,6 мм; шаг резьбы s = 1,5 мм.
Дополнительная
нагрузка при нагреве деталей
Рt = Dt(aгlг + aкlк + aцlц - aшlш)/l = = 80(22·180 + 22·80 + 10,7·200-
11,6·260)·10-6/(8·10-6) = 23,1 кН, (207)
где l =
8×10-6 мм/Н - податливость деталей
соединения.
Экстремальные значения силы, действующей на шпильку при работе двигателя:
Рmax = Q + Р0 + Рt =
121,1 + 12,2 + 23,1 = 157,4 кН; (208)
Рmin = Q + Рt =
121,1 + 23,1 = 145,2 кН. (209)
Напряжения в стержне шпильки
smax = 
(210)
smin = 
(211)
sа = (smax - smin)/2 = (620,3
- 496,6)/2 = 61,8 МПа; (212)
sm = (smax + smin)/2 = (620,3 + 496,6)/2 = 558,4 МПа; (213)
sак = sа×Кs/es = 61,8×5/1 = 343,7 МПа, (214)
где Кs = 5 -
коэффициент концентрации напряжений /2/;
es = 1 - масштабный фактор /2/.
Так как sак/sm = 343,7/558,4 = 0,51; (215)
(bs -
as)/(1 - bs) = (0,47-0,2)/(1-0,47) = 0,61; (216)
sак/sm < (bs - as)/(1 - bs), то запас прочности шпильки
определяется по пределу текучести.
т = sт/(sа + sm) = 850/(61,8 + 558,4) = 1,37. (217)
Допускаемый запас по пределу текучести для резьбовых деталей
[nт] >
1,3 /3/. Условие прочности выполняется.
Момент затяжки гайки (момент на ключе)
Мкл = Q[0,16s + m(0,6do + Rср)] = (218)
= 122,5×103[0,16×1 + 0,1(0,6×15 + 16)]×10-3 = 384,1 Нм,
где m = 0,1 -
коэффициент трения в резьбе со смазкой /3/;
R = 16
мм - средний радиус опорной поверхности гайки.
Принимаем Мкл = 400 Нм.
6. Схемы охлаждения надувочного воздуха
В последнее время, в двигателестроении все более широкое распространение
получают воздухо-воздушные охладители надувочного воздуха. Такая конструкция
ОНВ имеет ряд преимуществ перед наиболее распространенной в настоящий момент
водно-воздушной схемой.
Рассмотрим процесс охлаждения надувочного воздуха в водно-воздушном ОНВ:
сначала надувочный воздух охлаждается водой, затем нагревшаяся вода охлаждается
атмосферным воздухом. Для работы такой системы необходим насос, прокачивающий
воду по охлаждающему контуру, а так же дополнительный радиатор, в котором
нагревшаяся вода будет охлаждаться. Это усложняет схему, снижает ее надежность.
Вода, циркулирующая в контуре ОНВ, при высоких температурах может закипать, а
при отрицательных температурах может замерзнуть, разрушив тем самым ОНВ. В
случае утечки, при невозможности восполнить необходимый объем охлаждающей
жидкости, эффективность ОНВ значительно снижается. Так же, в случае утечки,
возможно попадание жидкости вместе с воздухом во впускной коллектор двигателя,
что, при определенных обстоятельствах, может привести к поломке двигателя.
В воздухо-воздушном ОНВ процесс охлаждения идет без участия жидкости:
трубки, по которым прокачивается надувочный воздух, омывается атмосферным
воздухом. Такая схема проще, за счет того, что для ее работы не требуется
насос, прокачивающий охлаждающую жидкость, а так же радиатор, в котором эта
жидкость будет охлаждаться. Эта схема рассчитана на широкий диапазон
температур. Повреждение трубок с наддувочным легче устранить и оно не приведет
к повреждению остальных деталей двигателя.
Воздухо-воздушный ОНВ может использоваться как в стационарных установках,
так и на мобильных, например, на автотранспортных двигателях, судах или
тепловозах. На плакате 1 представлена схема охлаждения надувочного воздуха для
автотранспортного варианта, а на плакате 2 представлена схема для тепловозного
варианта. На рисунке 14 показан ОНВ дизельного двигателя, установленного на
автомобиле Nissan Patrol. На рисунке 15 представлен двигатель DEUTZ 1015,
мощностью 720 кВт, так же имеющий воздухо-воздушное охлаждение надувочного воздуха.
Рис. 14 - ОНВ автомобиля Nissan Patrol
Рис. 15 - двигатель DEYTZ 1015
7. Описание конструкции охладителя
ОНВ состоит из серийных секций масляного охладителя тепловоза ТЭ3.Секция
состоит из 80 плоских латунных трубок, концы которых заделаны в медные трубные
коробки с усилительными досками и припаяны к ним. Расположение трубок -
коридорное. Для увеличения поверхности, омываемой атмосферным воздухом, трубки
оребрены коллективными тонкими медными пластинами. Пластины припаиваются к
трубкам припоем. Наддувочный воздух продувается по трубкам. Основные размеры и
устройство секции показаны на рисунке 16.
Рис. 16 - Серийная секция масляного охладителя тепловоза ТЭ3
Основные геометрические характеристики секции:
Рабочая
длина трубки l=1206 мм, толщина стенки 
, толщина
пластины 
.Материал - латунь ЛТ-96.
7.1
Расчет охладителя надувочного воздуха
Подача
атмосферного воздуха вентилятором тепловоза 35м3/сек на все системы. Примем
расход воздуха на радиатор ОНВ - 50%.
Основываясь
на опыте эксплуатации подобных охладителей, проведем расчет охладителя,
состоящего из десяти секций. Расчет произведен по методике[]
Живое
сечение 
одной секции по атмосферному воздуху 0,1361м2.
Эквивалентный
диаметр секции по атмосферному воздуху 0,005666м2.
(219)
Для
надувочного воздуха
(220)
Коэффициент теплоотдачи
(221)
Сопротивление секций по атмосферному воздуху с учетом жалюзи
(222)
где
- весовая скорость воздуха 
Без
учета жалюзи
(223)
Сопротивление секций по надувочному воздуху
мм.в.ст,(х10Па) (224)
где индекс «ст» относится к стенке
Расход воздуха дизелем примем 2кг/с, давление воздуха надувочного абс.
2,75бар, температура надувочного воздуха на выходе из ТК 165°C, на выходе из ОНВ 75°C.
Определим необходимое число секций
, (225)
, 
(226)
Живое сечение трубок секции 0,00132 (68 трубок)
Для
обеспечения скорости воздуха в трубках 
20м/с,
при расходе 2кг/с, необходимо сечение при давлении 2кг/см2 (абс.)
м2. (227)
Принимаем F=0,056м2.
(228)
(229)
ОНВ имеет 10 секций, расположенных в двух независимых блоках по 5шт.
Живое сечение одной секции по атмосферному воздуху
(230)
Живое сечение всего блока из 10 секций
(231)
Скорость воздуха при Gатм=17м3/с=20,23кг/с
. (232)
Принимаем
=12,5 м/с
Аэродинамическое
сопротивление секций с жалюзи (в 1 ряд)
; (233)
в
2 ряда 
Без
жалюзи
; (234)
в
2 ряда 
Поверхность
одной секции по атмосферному воздуху 21м2
Внутренний
эквивалентный диаметр трубок
Эквивалентный
диаметр для атмосферного воздуха
Коэффициент
оребрения 
Рабочая
длина трубки 
(235)
(236)
(237)
(238)
(239)
(240)
Живое сечение внутри трубок 10 секций 0,0132м2
Скорость воздуха внутри трубок
(241)
Площадь
проходного сечения по наддувочному воздуху 
Скорость
воздуха через 10 секций
(243)
(245)
(246)
(247)
(248)
(249)
(250)
Принимаем
Со
стороны атмосферного воздуха
(251)
Эквивалентный диаметр секции по атмосферному воздуху
(252)
Живое сечение для прохода воздуха 0,1361м2
Поверхность охладителя, омываемая воздухом равна 21м2
Для атмосферного воздуха
(253)
Перепад температуры атмосферного воздуха в радиаторе
ºC (254)
Количество тепла, отнимаемого от воздуха за секунду
(255)
Средняя
температура атмосферного воздуха в радиаторе при 
(256)
(257)
(258)
Коэффициент теплопередачи отнесенный к оребренной поверхности
(259)
Коэффициент сопротивления гладких труб по надувочному воздуху
(260)
Аэродинамическое
сопротивление по надувочному воздуху при использовании секции масляного
охладителя с dэ=0,00507 
м/с
При
этом
(262)
Определим площадь поверхности трубок без учета пластин
(263)
где
, h - шаг пластин.
Возьмем
h=3,9 мм. Тогда
(264)
Вычислим площадь пластин, омываемых атмосферным воздухом
(265)
где a и b - длина и ширина поперечного сечения одной секции охладителя
Общая площадь, омываемая атмосферным воздухом
(266)
Вычислим фактическое количество передаваемого тепла за ед. времени
(277)
Так нам необходимо забрать от надувочного воздуха 180 кВт, полученное Qфакт недостаточно.
Повторим расчет уменьшив шаг пластин до 2,5 мм.Тогда
(278)
Площадь пластин
(279)
Общая площадь омываемая атмосферным воздухом
(280)
Вычислим Qфакт
(281)
Полученное значение превышает Qнв
Рассчитаем коэффициент запаса
(282)
Таким
образом, принятых нами 10 секций не просто достаточно, для обеспечения
заданного теплосъема при температуре окружающего воздуха , рассчитанный нами охладитель наддувочного воздуха
имеет запас 16%. Этот запас необходим на случай загрязнения поверхности ОНВ, а
так же он необходим для работы при более высоких температурах.
8. Описание
конструкции двигателя
Дизель представляет собой четырехтактный двигатель внутреннего сгорания с
V-образным расположением цилиндров под
углом 90º
с непосредственным
впрыском топлива, жидкостного охлаждения, с газотурбинным наддувом и
промежуточным охлаждением надувочного воздуха.
Основной корпусной деталью дизеля является блок-картер, на который
установлены все главные и вспомогательные сборочные единицы и детали двигателя.
Для обеспечения требований ударостойкости блок-картер отливается из
чугуна с вермикулярным графитом марки ЧВГ35.
С наружной стороны к боковым стенкам блок-картера крепятся четыре
стальные лапы для крепления дизеля к раме.
Дизель имеет индивидуальные для каждого цилиндра головки, отлитые из
алюминиевого сплава.
Втулки цилиндров изготавливаются из чугуна с вермикулярным графитом,
имеют высокий силовой бурт с вертикальными отверстиями для охлаждения верхней
части. На рабочей поверхности втулки выполняется специальный микрорельеф
методом платохонингования для удержания смазки, снижения износов и расхода
масла.
Уплотнение газового стыка обеспечивается биметаллическими прокладками,
имеющими стальную основу с томпаковым покрытием. Затяжка газового стыка
выполняется шпильками, равномерно расположенными по окружности цилиндра.
Коленчатый вал имеет азотированные шейки для повышения износостойкости и
усталостной прочности. На каждой шатунной шейке коленчатого вала
устанавливаются по два рядом стоящих шатуна для левого и правого ряда
цилиндров.
Поршни - составные. Головка тронка из жаропрочной стали, соединяется с
помощью стальных шпилек с тронком, который выполнен из алюминиевого сплава.
Боковая поверхность поршня имеет специальный овальнобочкообразный профиль.
Охлаждение поршня осуществляется за счет взбалтывания масла в полостях, которые
выполнены в головке поршня.
Механизм передачи расположен в специальном отсеке в передней части
блок-картера. От шестерни коленчатого вала осуществляется привод к
распределительному валу, насосу забортной воды и ведущей шестерне агрегатной
коробки.
Агрегатная коробка, на которой смонтированы все вспомогательные агрегаты
двигателя, представляет собой блочную конструкцию с шестеренчатой передачей
привода агрегатов. Блочная конструкция упрощает ремонт механизма передачи.
С переднего торца дизеля снаружи расположены масляные фильтры, насос
забортной воды, агрегатная коробка с установленными на нее водяным, масляным и
топливоподкачивающими насосами, первичным преобразователем тахометра, реле
скорости.
С задней стороны сверху располагаются турбокомпрессоры. С этой же стороны
расположен кожух маховика, маховик с зубчатым венцом и соединительная муфта. На
кожухе маховика установлен механизм ручного проворота коленчатого вала. Так же,
за счет отказа от водно-воздушных ОНВ, на кожухе маховика удалось разместить
охладитель масла.
В развале цилиндров блок-картера установлены: регулятор, топливный насос
высокого давления, выпускные коллекторы. Распределительный вал, рокеры и штанги
механизма газораспределения также расположены в развале цилиндров в специальном
отсеке.
В специальном отсеке в передней части блок-картера расположен механизм
передачи к агрегатам и газораспределению дизеля.
По бокам дизеля установлены впускные коллекторы. С левой стороны располагаются
суфлеры блок-картера и маслобака, а также пневмостартер. С правой стороны на
одной из крышек боковых лючков устанавливается предохранительный клапан,
открывающийся при чрезмерном повышении давления в полости блок-картера.
К нижней полости блок-картера крепится поддон с встроенным маслобаком.
Основные технико-экономические показатели двигателя приведены в таблице
13.
Таблица 13 - Основные технико-экономические показатели
|
Наименование
|
Обозначение
|
Числовое значение
|
|
Номинальная мощность
|
Ne, кВт
|
1200
|
|
Частота вращения
|
1500
|
|
Диаметр цилиндра
|
D, мм
|
210
|
|
Ход поршня
|
S, мм
|
210
|
|
Степень сжатия
|
ε
|
13
|
|
Отношение
|
S/D
|
1
|
|
Длина шатуна
|
L, мм
|
400
|
|
Отношение
|
R/L = λ
|
0,263
|
|
Число и расположение
цилиндров
|
|
8V900
|
|
Рабочий объем цилиндров
|
Vh, л
|
58,16
|
|
Средняя скорость поршня
|
сm, м/с
|
10,5
|
|
Среднее эффективное
давление
|
рe, МПа
|
1,69
|
|
Максимальное давление
сгорания
|
pz, МПа
|
13,0
|
|
Поршневая мощность
|
Nп, кВт/дм2
|
44,2
|
|
Литровая мощность
|
Nл, кВт/л
|
21,1
|
|
Удельный расход топлива
|
ge, г/(кВт·ч)
|
209
|
Заключение
В результате работы был создан восьмицилиндровый четырехтактный дизельный
двигатель мощностью 1200 кВт при номинальной частоте вращения коленчатого вала
1500 об/мин, удовлетворяющий требованиям задания на проектирование. Проработан
вопрос подбора и расчёта воздухо-воздушного охладителя наддувочного воздуха для
обеспечения необходимых параметров наддува двигателя.
В данном дипломном проекте представлены чертежи поперечного и продольного
разреза двигателя, две схемы охлаждения наддувочного воздуха, тепловой расчет,
расчеты кинематики и динамики КШМ, диаграммы и графики к тепловому расчету,
расчеты основных деталей (7 шт.). Разработана технологическая часть
изготовления седла клапана выпуска. Прорабатывался вопрос экологии и
безопасности, проектируемого двигателя. А также экономическая часть,
показывающая целесообразность применения разработанного двигателя.
Благодаря своим конструктивным и технико-эксплуатационным показателям
спроектированный дизель может использоваться как для работы в составе
дизель-генератора на большегрузных автосамосвалах, так и на маневровых
тепловозах.
Список
использованных источников
1. Корж
С.А. Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания: Методические указания к
выполнению курсовой работы по дисциплине "Теория рабочих процессов
ДВС". Екатеринбург: УГТУ, 1998. 20с.
2. Теория
поршневых и комбинированных двигателей: Конспект лекций/ С.А. Корж.
Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 248 с.
. Габов
Ю.А. Расчеты кинематики, динамики и прочности двигателей внутреннего сгорания:
Методические указания к практическим занятиям по конструированию и расчету ДВС.
Екатеринбург: УГТУ, 1999. 67с.
. Габов
Ю.А. Динамика силовых установок с поршневыми двигателями: Учебное пособие.
Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2003. 178с.
. Карасик
А.Б. Конструирование и оценка прочности основных деталей двигателей внутреннего
сгорания: Учебное пособие. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2003. 265с.
. Газодинамический
расчет турбокомпрессора для наддува двигателя внутреннего сгорания.
Методическое руководство к выполнению курсовой работы по дисциплине «Агрегаты
наддува двигателей»./Д. М. Солнцев. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2000. 49с.
. Агрегаты
наддува двигателей: Конспект лекций / Д. М. Солнцев. Екатеринбург: УГТУ - УПИ,
2000. 168 с.
. Двигатели
внутреннего сгорания. Системы поршневых и комбинированных двигателей: Учебник
для вузов по специальности “Двигатели внутреннего сгорания” / Под ред.
А.С.Орлина, М.Г.Круглова. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение,
1985. 456 с., ил.
. СНиП
41-03-2003. Тепловая изоляция оборудования и трубопроводов.
. ГОСТ
12.4.026-01 ССБТ. Цвета сигнальные, знаки безопасности и разметка сигнальная.
. СНиП
23-05-95. "Естественное и искусственное освещение".
. ГОСТ
ССБТ 12.1.003-83* ССБТ Шум. Общие требования безопасности.
. СНиП
23-03-2003. защита от шума. приняты и введены в действие постановлением
Госстроя России от 30 июня 2003 г. N 136.
. ГОСТ
12.1.012-90 ССБТ. Вибрационная безопасность.
. ГОСТ
12.1.004-91 ССБТ. Пожарная безопасность. Общие требования.
. НПБ
105-03. Нормы пожарной безопасности. Определение категорий помещений, зданий и
наружных установок по взрывопожарной и пожарной опасности. Утверждены приказом
МЧС России от 18.06.2003 г. N 314.
30.
. ГОСТ
Р 51249-99. Двигатели внутреннего сгорания поршневые. Выбросы вредных веществ с
отработавшими газами. Нормы и методы определения.
. ГОСТ
Р 51250-99. Двигатели внутреннего сгорания поршневые. Дымность отработавших
газов. Нормы и методы определения.
19. Тимошенко
Н.Д. Системы двигателей внутреннего сгорания. Часть III: конспект лекций /Н.Д. Тимошенко. Екатеринбург: ГОУ
ВПО УГТУ-УПИ, 1999. 264 с.
. Малинов
М.С. Охлаждающие устройства тепловозов. МАШГИЗ, 1962. 259 с.