Двигатель дизельный

Содержание

Введение

. Исходные данные

. Тепловой расчет

.1 Выбор расчетных параметров

.2 Параметры рабочего тела

.3 Параметры процесса газообмена

.4 Параметры процесса сжатия

.5 Параметры процесса сгорания

.6 Параметры процесса расширения

.7 Параметры, характеризующие рабочий цикл

.8 Основные размеры цилиндра

.9 Уточнение параметров и показателей двигателя для выбранных размеров S и D

.10 Расчет индикаторной диаграммы

. Расчет кинематики и динамики КШМ

.1 Кинематика поршня

.2 Приведенные массы элементов КШМ

.3 Расчет сил

.4 Расчет диаграммы износа шатунной шейки

.5 Расчет суммарного крутящего момента

.6 Расчет маховика

.7 Анализ неуравновешенности и уравновешение двигателя

. Расчет основных деталей двигателя

.1 Расчет уплотнительного поршневого кольца

.2 Расчет поршневого пальца

.3 Расчет шатунных болтов

. Описание конструкции двигателя

Заключение

Список используемой литературы

Введение

Цель данного курсового проекта - спроектировать дизельный двигатель. Прототип - двигатель 6 Ч 13/14. Двигатель должен иметь большую надежность, ремонтопригодность, взаимозаменяемость стандартных изделий.

В данном курсовом проекте представлены чертеж поперечного разреза двигателя, сборочный чертеж маховика, тепловой расчет, расчеты кинематики и динамики кривошипно-шатунного механизма (КШМ), диаграммы и графики к тепловому расчету и расчету кинематики и динамики КШМ, прочностные расчеты основных деталей двигателя и описание конструкции двигателя.

1. Исходные данные

Тип двигателя: дизельный.

Мощность двигателя: N_e=150 кВт .

Частота вращения: n=2100 об/мин.

Количество цилиндров: i=6.

Степень сжатия: ε=16,5 (подбираем по [3]).

Коэффициент избытка воздуха: α=1,08 (подбираем по [3]).

Отношение S/D=1,17.

Максимальное давление сгорания: p_z=90 кг/см² (подбираем по [3]).

Четырёхтактный дизельный двигатель.

топливо двигатель кинематика кривошипный

2. Тепловой расчёт

.1 Выбор расчётных параметров

Характеристика дизельного топлива

¨ Элементарный состав 1 кг топлива: С=0,870 кг, Н=0,126 кг, О=0,004.

¨  Молекулярная масса: m_т=190 кг/кмоль.

¨  Низшая теплота сгорания: Нu=10150 ккал/кг.

Давление и температура окружающей среды

р_о=1,03 кг/см², t_o=20 С^о (Т_о=293 К).

Температура остаточных газов для дизелей

Т_r=850 К.

Коэффициент использования теплоты в точке z

ξ_z=0,7.

Коэффициент использования теплоты в точке b

ξ_b=0,9.

Механический КПД для дизеля без наддува

η_м=0,86.

2.2 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)

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     Параметры процесса газообмена

Для наддувного двигателя [3]_k=1,5 кг/ см²;

Давление в начале сжатия р_а оценивают на основании опытных данных.

Для четырёхтактных двигателей с наддувом:

 кг/см². (9)

Давление остаточных газов в цилиндре в конце выпуска.

Давление остаточных газов в конце выпуска р_r оценивают на основании опытных данных.

В двигателях с наддувом:

 кг/см².

 кг/см².     (10)

Коэффициент наполнения

,    (11)

где ξ_сз - коэффициент дозарядки;

ξ_оч - коэффициент очистки, учитывающий уменьшение остаточных газов при продувке;

ξ - коэффициент, учитывающий различия в теплоемкостях рабочей смеси при температуре Т_а и остаточных газов при Т_r;

ΔТ - величина подогрева свежего заряда.

Принимаем: ξ_сз=ξ=1,

для наддувных двигателей ,

величина подогрева свежего заряда ΔТ=5^оС.

Тогда . (12)

Коэффициент остаточных газов

.       (13)

Температура в начале сжатия

 К.      (14)

Коэффициент продувки

.

2.4 Параметры процесса сжатия

Показатель политропы сжатия n₁ и температуру в конце сжатия Т_с определяют из системы уравнений (при α>1)

,         (15)

.       (16)

Коэффициенты

, (17)

. (18)

При t_a=95,76^oC по таблице [3] находим значение внутренней энергии свежего заряда и продуктов сгорания в точке а:

 ккал/кмоль,

 ккал/кмоль.

Подставляем в уравнение

.

Зададим n₁=1,32.

Тогда  К (t_c=621,2 ^oC).

 ккал/кмоль,

 ккал/кмоль.

Подставим в уравнение

, т.е.

В=-450,8.

Зададим n₁=1,36.

Тогда  К, (t_c=741,33 ^oC).

 ккал/кмоль.

 ккал/кмоль.

Подставим в уравнение

,т.е.

В=0,0011.

Решаем исходную систему уравнений . Для этого запишем уравнение прямой y=kx+b для двух случаев и определим коэффициенты k и b. Определим n₁=1,36.

Тогда  К, (t_c=741,33 ^oC).

Давление в цилиндре в конце сжатия

 кг/см². (19)

2.5 Параметры процесса сгорания

Степень повышения давления

.     (20)

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

.         (21)

Температура конца сгорания определяется из уравнения

.(22)

При t_с=741,33^oC по таблице [3] находим значение внутренней энергии свежего заряда и продуктов сгорания в точке с:

 ккал/кмоль,

 ккал/кмоль.

Подставим в уравнение

т.е. В=14296,72.

Зададим t_z=1600 ^oC.

ккал/кмоль,

 ккал/кмоль.

Подставим

,

Т.е. В₁=13794,64.

Зададим t_z=1700 ^oC.

ккал/кмоль,

 ккал/кмоль.

Подставим

,

Т.е. В₁=14744,42.

Запишем уравнение прямой y=kx+b для двух случаев и определим коэффициенты k и b. Зная их найдём t_z=1648,2 ^oC (T_z=1921,2 K)

Степень предварительного расширения

. (23)

.6 Параметры процесса расширения

Степень последующего расширения

.          (24)

Показатель политропы расширения n₂ и температуру в конце расширения t_b определяем из системы уравнений:

    (25)

.   (26)

При t_z=1648,2 ^oC по таблице [3] находим значение внутренней энергии свежего заряда и продуктов сгорания в точке z:

 ккал/кмоль,

 ккал/кмоль.

Подставим в уравнение

Зададим n₂=1,2.

Тогда  ^ос

 ккал/кмоль,

 ккал/кмоль.

Подставим в уравнение

,

т.е В₁=2197,44.

Зададим n₂=1,21.

Тогда  ^ос

 ккал/кмоль,

 ккал/кмоль.

Подставим в уравнение

 т.е В₂=1923,11.

Запишем уравнение прямой y=-kx+b для двух случаев и определим коэффициенты k и b. Зная эти коэффициенты, найдём n₂=1,201

Тогда ^ос, (Т_b=1165,8 K).

Давление в конце расширения

 кг/см². (27)

.7 Параметры, характеризующие рабочий цикл

Расчетное среднее индикаторное давление карбюраторного двигателя

    (28)

Действительное среднее индикаторное давление

,  (29)

где φ_п - коэффициент полноты диаграммы, учитывающий уменьшение площади диаграммы.

φ_п=0,92.

Тогда  кг/см².

Индикаторный КПД

.   (30)

Удельный индикаторный расход топлива

 г/л.с.∙ч.     (31)

Среднее эффективное давление

 кг/см².     (32)

Эффективный КПД двигателя

.        (33)

Удельный эффективный расход топлива

 г/л.с.∙ч.        (34)

.8 Основные размеры цилиндра

Рабочий объем цилиндра

 л.     (35)

Диаметр цилиндра

 дм.    (36)

Ход поршня

 дм.          (37)

.9 Уточнение параметров и показателей двигателя для выбранных размеров D и S

Площадь поршня

F_п = πD²/4 = 3,14×120²/4 = 11310 мм².                                      (38)

Рабочий объем цилиндра

V_h = F_п×S/10⁶ = 11310×140/10⁶ = 1,583 л.                                 (39)

Объем камеры сгорания

V_с = V_h/(e-1) = 1,583/(16-1) = 0,106л.                                       (40)

Полный объем цилиндра

V_a = V_h + V_c = 1,583 + 0,106 = 1,689 л.                                   (41)

Скорость поршня

с_m = S×n/(3×10⁴) = 140×2000/3×10⁴ = 9,3 м/с.                              (42)

Эффективная мощность двигателя

N_e = p_e×n×V_h×i/(30×t) = 0,859×2000×1,583×6/(30×4) = 136,06кВт.   (43)

Поршневая мощность двигателя

N_п = 10⁴×N_e/(i×F_п) = 10⁴×136,06/(6×11310)= 20,05 кВт/дм².         (44)

Литровая мощность двигателя

N_л = N_e/(i×V_h) = 136,06/(6×1,583) = 14,32 кВт/л.                        (45)

2.10 Расчет индикаторной диаграммы

При расчете давления газов в цилиндре в зависимости от угла поворота коленчатого вала (a) используются следующие зависимости.

Перемещение поршня

h = 0,5S[(1-cosa) + 0,25l (1-cos2a)],                                      (46)

где l = 0,206- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (принимаем по прототипу).

Объем цилиндра

V = V_с + F_п h/10⁶.                                                                     (47)

Давление в цилиндре при сжатии

p = р_a(V_a/V)ⁿ¹.                                                                          (48)

Давление в цилиндре при расширении

p = р_в(V_a/V)ⁿ².                                                                          (49)

Результаты расчета давления газов при сжатии и расширении по формулам (46)…(49) приведены в таблице 1. Построение индикаторной диаграммы приведено на рисунке 1.

Таблица 1- Зависимости перемещения поршня, объема цилиндра и  давления газов в цилиндре от угла поворота коленчатого вала

Рисунок 1 - Индикаторная диаграмма

3. Расчет кинематики и динамики КШМ

3.1 Кинематика поршня

Расчет производим для углов поворота коленчатого вала от 0 до 360⁰  через 10⁰ по методике изложенной в [2].

Угловая скорость коленчатого вала

w = pn/30 = p×2000/30 = 209,4 рад/c.                                       (50)

Перемещение поршня

h = 10³R[(1-cosπ) + 0,25π (1-cos2π)].                                       (51)

Скорость поршня

v = Rπ (sinπ + 0,5πsin2π).                                                        (52)

Ускорение поршня

j = Rπ²(cosπ + πcos2π).                                                           (53)

Результаты расчета кинематики поршня по формулам (50)…(53) приведены в таблице 2 и на рисунке 2.

Таблица 2- Результаты расчета кинематики поршня

Рисунок 2 - Графики к расчету кинематики поршня

3.2     Приведенные массы элементов КШМ

Приведенные массы колена вала и поршневого комплекта определяются по конструктивным соотношениям [2]:

 кг/л;  кг/л;  кг/л. (54)-(56)

¨  масса поршневого комплекта m_п.к=2∙1,583=3,17 кг;

¨  масса шатуна m_ш=2,4∙1,583=3,8 кг;

¨  масса кривошипа m_к=3,3∙1,583=5,22 кг.

Приведенные массы поршневой и кривошипной головок шатуна:

m₁=0,28m_ш=0,28∙3,8=1,06 кг;                                                    (57)

m₂=m_ш-m₁=3,8-1,06=2,74 кг.                                                     (58)

Величины ПДМ и ВДМ:

m_j=m_п.к+m₁=3,17+1,06=4,23 кг;                                                (59)

m_R=m_к+2m₂=5,22+2∙2,74=10,7 кг.                                            (60)

3.3    
Расчет сил

Схема сил, действующих на элементы КШМ, приведена на плакате.

Центробежные силы инерции вращающихся масс шатуна и кривошипа

 кН;      (61)

 кН,     (62)

Силы давления газов, действующие на поршневой палец

,        (63)

где Δр_г - избыточное давление газов (р_г = p - p₀ )

Силы инерции ПДМ

,   (64)

Суммарные силы, действующие на поршневой палец

.         (65)

Составляющие суммарной силы:

¨  нормальная сила давления поршня на стенку цилиндра

;  (66)

¨  сила, действующая на шатун

;       (67)

¨  тангенциальная сила, действующая на шатунную шейку вала

;  (68)

¨  радиальные силы, действующие на кривошип

;       (69)

¨  сила, действующая на шатунную шейку и шатунный подшипник

,    (70)

Результаты расчета сил по формулам (63)…(70) приведены в таблице 3 и на плакате.

Таблица 3- Результаты расчета сил

Рисунок 3 - Диаграммы сил, действующих на элементы КШМ

3.4 Расчет диаграммы износа шатунной шейки

По данным таблицы 3 строим векторную диаграмму сил действующих на шатунную шейку. А затем по векторной диаграмме сил строим диаграмму износа шатунной шейки.

Расчет выполняется по методике [2]. Результаты расчета диаграммы износа шатунной шейки приведены в таблице 4, где обозначено q_i - относительный износ. Построение векторной диаграммы сил представлено на рисунке 4 и на плакате. Построение диаграммы износа шатунной шейки представлено на рисунке 5 и на плакате.

Таблица 4- Результаты расчета диаграммы износа шатунной шейки

Рисунок 4 - Векторная диаграмма сил, действующих на шатунный подшипник

Рисунок 5 - Диаграмма износа шатунной шейки

3.5 Расчет суммарного крутящего момента

Порядок работы цилиндров равномерный: 1 - 5 - 3 - 6 - 2 - 4 . Углы опережения работы цилиндров: y₁ = 0^о , y₂ = 240^о , y₃ = 480^о , y₄ = 120^о , y₅ = 600^о , y₆ = 360^о .

Период изменения суммарного крутящего момента составляет 120^о.

Расчет суммарного крутящего момента выполняется для углов a=0…720^о с шагом Da = 10^о по формуле

 (71)

Результаты расчета текущих значений крутящих моментов по формуле (71) приведены в таблице 5. График зависимости М_ приведен на рисунке 6.

Таблица 5 - Результаты расчета суммарного крутящего момента  однорядного четырехтактного шестицилиндрового двигателя

Рисунок 6 - Диаграмма суммарного крутящего момента

По представленным в таблице 5 результатам расчета определяются среднее и экстремальные значения момента, его размах, коэффициент неравномерности и индикаторная мощность двигателя:

 кН∙м; (72)

М_max=1,62 кНм; М_min=0,05кНм; М_υ= М_max- М_min=1,57 кН∙м;

μ=М_υ/М_ср=1,57/0,82=1,91       (73)

 кВт.   (74)

Определим масштаб угла α и момента М_Σ:

М_α=0,5 ^о/мм;                                                                             (75)

М_М=10,0 Н∙м/мм.                                                                     (76)

Максимальная избыточная работа цикла А соответствует максимальной площади между кривой М_Σ(α) и значением М_ср, которая составляет F=2884 мм². При известной площади F работа определяется по формуле

 Н∙м.     (77)

3.6 Расчет маховика

Коэффициент неравномерности частоты вращения δ=0,025, что соответствует автомобильным двигателям [2].

Момент инерции маховика

 кг∙м².         (78)

 мм;  мм. (79)-(80)

По условиям компоновки двигателя окончательно принимаем:

D_M=350 мм; D_вн=175 мм.

Средний диаметр обода

 мм.         (81)

Окружная скорость маховика

 м/с.          (82)

Допустимые значения окружной скорости маховиков: чугунных - 30 - 70 м/с; стальных - 50 - 110 м/с. Выбираем материал - чугун.

Напряжения растяжения в ободе маховика

 МПа,   (83)

где ρ=7,85∙10³ кг/м³ - плотность материала маховика.

Напряжения растяжения на поверхности расточки ступицы маховика

(84)

где μ=0,3 - коэффициент Пуассона материала маховика; D_с=80 мм - диаметр отверстия ступицы маховика.

Значения напряжений растяжения для чугунных маховиков допускаются до 100 МПа.

Масса и ширина обода маховика:

 кг;        (85)

 м=16 мм. (86)

3.7     Анализ неуравновешенности двигателя

Уравновешенность двигателя оцениваем в отношении основных силовых факторов: сил инерции первого и второго порядка, центробежных сил и моментов этих сил. Т.к. проектируемый двигатель является однорядным шестицилиндровым с углом между вспышками y = 120^о , то амплитуды неуравновешенных сил и амплитуды неуравновешенных моментов этих сил равны нулю:

4. Расчёт основных деталей двигателя

.1 Расчёт поршневого кольца

Выполнить расчет уплотнительного поршневого кольца дизеля с данными: D=120 мм. Материал кольца - легированный чугун, Е= 1,2·10⁵ МПа, μ=0,25, α=11·10^-6 1/К.

Основные размеры кольца определяются по конструктивным соотношениям [6].

Радиальная толщина t = (1/25…1/35)D, t = D/30 = 120 / 30 =4 мм; высота кольца b = (0,3…0,6) t, b = 0,5·4 = 2 мм; зазор в замке в свободном состоянии а_о=3,75t=15 мм; минимальный зазор в замке во время работы двигателя а_min=0,1.

Для маслосъемных колец р_ср = 0,5..0,95 МПа, принимаем р_ср = 0,8 МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

 МПа,        (89)

Допускаемые значения р_ср=0,11-0,4.

Напряжения изгиба:

в рабочем состоянии

 МПа,  (90)

при разведении замка

 МПа.(91)

Допускаемые напряжения: [σ_max]=300-400 МПа, [σ^’_max]=400-500 МПа. Таким образом, условия прочности выполняются.

Монтажный зазор в замке кольца(92)

мм, где Δt_k=225˚C и Δt_ц=100˚С - температура кольца и цилиндра при работе двигателя.

4.2 Расчет поршневого пальца

Размеры пальца: d_н=36 мм; d_o=15 мм; l=90 мм; b=42 мм; a=40. Материал - сталь 18Х2Н4МА. Механические свойства материала: σ_в=1150 МПа; σ_т=900 МПа; σ_-1=560 МПа. Поверхность цементирована. Твердость поверхности HRC≥57.

Сила, действующая на палец

 кН,          (93)

Напряжения изгиба и среза:

 МПа; (94)

 МПа;       (95)

МПа, (96)

где .   (97)

Напряжения от овализации

     (98)

МПа.

Допускаемые напряжения:

σ_u=300-500 МПа; τ=120-250 МПа; σ_о=130-250 МПа.

Условие прочности выполняется.

Деформация пальца:

  мм.         (99)

Зазор в соединении палец - поршневая головка шатуна

 мм.     (100)

Условие δ≤0,5S выполняется.

.3 Расчет шатунных болтов

Количество болтов i_б=2. Материал и свойства материала болтов: сталь 40ХН2МА; σ_в=1100 МПа; σ_т=850 МПа; σ_-1р=440 МПа. Размеры вкладышей: t=3,5 мм; b=42 мм. Материал и предел текучести основы вкладышей: сталь 10; (σ_т)_вк=210 МПа. Средняя площадь сечений деформируемой от усилия затяжки болтов части кривошипной головки шатуна F_ш=1500 мм². Переменная составляющая силы инерции Р, нагружающей резьбовое соединение, принимается равной 30,96кН.

Диаметр резьбовой части болтов принимается по /6/: d_o=0,2∙78=14 мм. Шаг резьбы s=1,5 мм. Диаметр стержня болта d_ст=0,8d_o=0,8∙14=12 мм. Коэффициент запаса усилия затяжки (плотность стыка) m=2,5.

Внутренний диаметр резьбы болта при радиусе закругления впадины r=0,144s

 мм.       (101)

Минимальные площади поперечных сечений стержня и резьбовой части болта: (102)-(103)

 мм²;  мм².

Момент сопротивления кручению болта

 мм³.   (104)

Сила обжатия вкладышей

 кН, (105)

где к=0,8 - коэффициент нормальных напряжений во вкладыше при обжатии.

Коэффициент переменной нагрузки

.    (106)

Сила затяжки болтов

 кН.     (107)

Амплитуда, среднее и максимальное значения растягивающей силы, действующей на один болт:

 кН;      (108)

 кН;      (109)

 кН.        (110)

Величина крутящего момента, нагружающего болт при затяжке

 Нм,            (111)

где μ=0,1 - коэффициент трения в резьбе со смазкой.

Нормальное, касательное и эквивалентное напряжения в стержне болта:

 МПа; (112)

 МПа;     (113)

 МПа.   (114)

Запас статической прочности болта

.     (115)

Запас прочности минимального сечения болта, определяемый по пределу текучести, допускается не менее 1,3. Следовательно, условие статической прочности болта выполняется.

Резьбовая часть шатунного болта рассчитывается на выносливость.

Амплитуда и среднее значение напряжений в резьбовой части болта:

 МПа;          (116)

 МПа.       (117)

Коэффициент запаса выносливости болта с накатной резьбой

.    (118)

Величина коэффициента запаса выносливости шатунных болтов должна быть не менее двух. Условие прочности резьбовой части болта выполняется.

Момент затяжки болта (момент на ключе) (119)

Н∙м,

где μ=0,1 - коэффициент трения при чисто обработанных поверхностях со смазкой; R=10 мм - средний радиус опорной поверхности головки болта.

Принимается М_кл=130 Н∙м.

5. Описание конструкции двигателя

Дизель 6 ЧН 12/14 представляет собой 6-и цилиндровый четырехтактный двигатель внутреннего сгорания с рядным расположением цилиндров и турбонаддувом. Турбоннаддув позволяет повысить КПД и мощность двигателя путем повышения давления цикла; улучшение качества смеси в результате продувки. Камера сгорания расположена в поршне. Используется многодырчатый распылитель, позволяющий распылять топливо тонко и равномерно по всей камере. Кривошипно-шатунный механизм состоит из коленчатого вала, шатунов и поршневой группы. Втулка цилиндра изготовлена из специального чугуна. На наружной поверхности втулки имеются посадочные пояски, позволяющие образовывать при посадке в расточки блок-картера полости охлаждения. В верхней части они уплотняются за счет плотного прилегания торцов втулки и расточки.

Таблица № 6 - Основные технико-экономические показатели

Заключение

В данной пояснительной записке представлены расчеты кинематики и динамики, диаграммы и графики к тепловому расчету и расчету кинематики и динамики, прочностные расчеты основных деталей двигателя и описание конструкции двигателя. Были сделаны чертёж поперечного разреза двигателя, сборочный чертёж шатуна, рабочий чертёж крышки шатуна.

В результате выполненной работы спроектирован шестицилиндровый рядный двигатель с номинальной мощностью 135 кВт при частоте вращения вала 2000 об/мин.

Список литературы

1. Габов Ю.А. Проектирование ДВС: Методические указания к курсовому проектированию ДВС. Екатеринбург: УГТУ, 2001.

. Габов Ю.А. Расчеты кинематики, динамики и прочности ДВС: Методические указания к практическим занятиям по конструированию и расчету ДВС. Екатеринбург: УГТУ, 1999.

. Корж С.А. Тепловой расчет ДВС: Методические указания к выполнению курсовой работы №2 по дисциплине «Теория рабочих процессов ДВС». Екатеринбург: УГТУ, 1999.

. Корж С.А. Теория рабочих процессов двигателей внутреннего сгорания: Конспект лекций. Екатеринбург: УГТУ, 1999.

. Габов Ю.А.Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания: Конспект лекций. Екатеринбург: УГТУ, 1998.

. Карасик А.Б. Конструирование и оценка прочности основных деталей двигателей внутреннего сгорания. Екатеринбург: УГТУ, 2003.