Оценка, расчет и выборконструктивных параметров двигателя
Содержание
Введение
1. Оценка и выбор параметровдвигателя
1.2 Средняя скорость поршня и частота вращения
1.3 Диаметр цилиндра и ход поршня
1.4 Длина шатуна
1.5 Степень сжатия
1.6 Фазы газораспределения
2. Описание конструкции и системдвигателя.
2.1 Блок-картер
2.2 Головка цилиндров
2.3 Гильзы цилиндров
2.4 Механизм газораспределения
2.5 Коленчатый вал
2.6 Шатун
2.7 Поршень
2.8 Система смазки
2.9 Система питания
3. Расчёт рабочего процесса
3.1 Методика расчёта рабочего процесса
3.1.1 Вспомогательные расчёты
3.1.2 Упрощённый расчёт наполнения
3.1.3 Определение параметров рабочего тела в конце процесса сжатия
3.1.4 Определение параметров рабочего тела в конце«видимого» горения
3.1 5Определение параметров рабочего тела в конце процессарасширения
3.1 6 Индикаторные показатели двигателя
3.1 7 Эффективные показатели двигателя
3.1.8 Показатели турбины и нагнетателя
Заключение
Список используемой литературы
Приложение
Введение
Проблема экономии топливныхресурсов приобрела в настоящее время огромное значение практически для всехиндустриально развитых стран, в том числе и для Украины.
Одним из главных потребителейнефтяного топлива является автомобильный тракторный транспорт, поэтому повышениеэкономичности и снижение выбросов вредных веществ для нормативов ЕВРО-3является на сегодняшний день актуальной задачей. Важнейшим направлением врешение этой проблемы в первую очередь на грузовом, автомобильном, автобусном исельскохозяйственном транспорте является дальнейшая его дизелизация, котораядолжна обеспечить в эксплуатации не только снижение на 25-30% расхода жидкогомоторного топлива и более рациональное использование на транспорте всех видовмоторных топлив, но и уменьшение загрязнении окружающей среды токсичнымивыбросами моторов. Реализация этого направления предусматривает как модернизациювыпускаемых, так и разработку новых типов дизелей. Большое распространениеполучили четырёхклапанные головки цилиндров с центральным расположением форсунки.В связи с высокими форсировками дизелей по литровой мощности увеличиваетсятеплонапряженность деталей камеры сгорания и в частности поршня. Дляобеспечения надежной работы поршня в условиях высоких термических нагрузокприменяется охлаждение последнего маслом, при этом в поршне выполняемспециальные охлаждающие каналы, а для подачи масла применяется форсунку,неподвижно установленную в картере дизеля. Ограничения, накладываемые на дизелидля автомобилей, прежде всего, по экономичности, токсичности, ресурсу,массогабаритным и другим показателям, требуют создания быстроходныхвысокофорсированых дизелей с относительно малым рабочим объемом. Ряд ведущихавтомобильных заводов, ПО, ассоциаций в СНГ (Кафедра ДВС НТУ «ХПИ», ЯМЗ,ХТЗ, ЛАЗ, «Серп и молот», з-д им. Малышева, и др.) создали иприступают к налаживаниюпроизводстватаких дизелей.
1. Оценка и выбор параметров двигателя
Для каждого типа двигателейприняты, на основе многолетнего практического опыта, определенные ограничения ввыборе параметров рабочих процессов и численных отношений величинконструктивных параметров. Учесть этот опыт можно на основе анализа конструкцийдоведенных и хорошо себя зарекомендовавших в эксплуатации дизелей.1.1 Число и расположение цилиндров
При выборе числа цилиндровследует учитывать их влияние на массовые и габаритные показатели двигателя,диаметр цилиндра, уравновешенность сил инерции движущихся масс, равномерностьвращения коленчатого вала, тепловую напряженность поршневой группы.
С увеличением числа цилиндровможно уменьшить диаметр цилиндра, улучшить уравновешенность и равномерностьхода двигателя, при этом усиливается охлаждение поршневой группы, приоднорядном расположении цилиндров длина двигателя несколько увеличивается, авысота двигателя и его ширина уменьшаются.
Число цилиндров двигателя Z,связанное непосредственно с диаметром цилиндра, определяется заданнымиразмерами двигателя, степенью равномерности крутящего момента, зависящего отпротекания рабочего процесса и числа тактов, тепловой напряженностью поршневойгруппы, требованиями к уравновешиванию движущихся масс и значением сил инерцииэтих масс, условиями производства двигателей (при большом числе цилиндров именьшем диаметре снижается стоимость изготовления двигателя, особенно в случаекрупносерийного производства); опасностью увеличения крутильных колебаний вала,возможностью пуска двигателя с любого положения коленчатого вала.
Число цилиндров в выполненныхконструкциях находится в пределах 1-24. Как правило, в однорядных конструкцияхZ = 4 — 10, в многорядных конструкциях 4-20. Изменение числа цилиндров (приданной мощности) влияет на механический и индикаторный КПД двигателя. Вмногоцилиндровых конструкциях при увеличении Z размеры цилиндра и всегодвигателя уменьшаются, снижается также масса движущихся деталей, что позволяетповысить частоту вращения коленчатого вала без превышения допустимых напряженийв деталях. При определении размеров цилиндра используют данные о находящихся вэксплуатации двигателях и результаты опытов на одноцилиндровых установках.1.2 Средняя скорость поршня и частота вращения
Одним из основных параметров,зависящих от типа двигателя и его назначения, является скорость поршня. Сувеличением средней скорости поршня повышается тепловая напряженность деталейдвигателя (в первую очередь поршневой группы), увеличиваются силы инерции,нагружающие детали кривошипно-шатунного механизма, а также износ подшипниковколенчатого вала, гильзы, цилиндра, повышается скорость газов в органах газораспределения,вследствие чего возрастают гидравлические сопротивления в них.
В быстроходных дизелях средняяскорость поршня лежит в пределах 8-12 м/с.
Частота вращения п коленчатоговала современных двигателей составляет 100-10000 об/мин и достигает в отдельныхслучаях 12000 — 15000 об/мин и более (малолитражные, гоночные автомобильные,мотоциклетные двигатели и т.д.).
Частота вращения валастационарного двигателя, непосредственно связанного с электрогенератором,зависит от стандартного числа периодов переменного тока (50 периодов в секунду)при заданном числе пар полюсов электрогенератора. В последние годы наблюдаетсятенденция к отказу от значительного повышения частоты вращения двигателей. Повышениечастоты вращения позволяет уменьшить диаметр цилиндра и ход поршня, и,следовательно, уменьшить габариты двигателя и его вес. Однако при этомвозрастают механические потери и силы инерции, возвратно-поступательнодвижущихся масс, а, следовательно, повышается износ двигателя. Частота вращенияколенчатого вала является определяющей для моторесурса двигателя. Поэтому числооборотов двигателя выбирают, исходя из назначения и условий его работы. Дляавтотракторных дизелей частоты вращения лежат в пределах 1500...3000 мин-1.3 Диаметр цилиндра и ход поршня
Диаметр цилиндра влияет натепловые потери в охлаждающую жидкость, тепловую напряженность поршня и головкицилиндра, нагрузки на кривошипно-шатунный механизм и подшипники. Этот параметрсвязан непосредственно со скоростью поршня и мощностью двигателя. Ввысокооборотных двигателях значение S/D целесообразно снижать до определенногопредела для получения умеренной скорости поршня, повышения механического КПД,уменьшения размеров в направлении оси цилиндра (особенно в двухтактныхдвигателях) и повышении жесткости коленчатого вала. С уменьшением радиусакривошипа увеличивается перекрытие шатунных и коренных шеек, кроме того,снижается износ поршневых колец. При меньших S/D легче разместить деталимеханизма газораспределения в крышке цилиндра. Однако с уменьшением S/Dувеличивается длина двигателя. При этом износ гильз почти не уменьшается, таккак он пропорционален частоте вращения вала и практически не зависит от ходапоршня. В двухтактных двигателях с прямоточной схемой газообмена при низких S/Dухудшается качество процесса газообмена. Следует отметить, что значения сил,действующих на узлы, определяются в большей степени диаметром цилиндра и вменьшей ходом поршня.
В существующих конструкцияхавтотракторных дизелей S/D находиться в пределах 1,6...0,85. Отношение ходапоршня к диаметру цилиндра (S/D) является одним из основных параметров,определяющих размеры и массу двигателя. Уменьшение отношения S/D позволяетувеличить число оборотов двигателя без роста средней скорости поршня, повыситькоэффициент наполнения, снизить тепловые потери в охлаждающую жидкость,увеличить перекрытия шатунных и коренных шеек, и тем самым, повышать жесткостьколенчатого вала. Однако при этом увеличивается длина и вес рядного двигателя.
1.4 Длина шатуна
Длина шатуна L определяется изсоотношения λ = R/L, где R-радиус кривошипа. При увеличении R (укороченныйшатун) возрастает максимальный угол отклонения шатуна, что вынуждает в нижнейчасти цилиндра делать вырезы, повышается боковое давление на стенку цилиндра, всвязи с чем растут потери на трение и кроме того увеличиваются силы инерциивторого порядка, уменьшается высота двигателя, вес двигателя и вес шатуна. Удлинениешатуна дает уменьшение угла наклона, однако это приводит к увеличению его массы,а, следовательно, сил инерции.1.5 Степень сжатия
Степень сжатия является одним изосновных параметров, от которых зависит экономичность двигателя. С увеличениемε увеличивается индикаторный и эффективный КПД двигателя. Однако ростε ограничивается уменьшением прочности деталей и ростом механическихпотерь в двигателе.
Степень сжатия ε в дизеляхс непосредственным впрыскиванием встречается в пределах 12...18. С увеличениемε увеличивается индикаторный КПД, однако для двигателей с наддувомувеличивается максимальное давление цикла pz. В автотракторныхдизелях степень сжатия в основном определяется способом смесеобразования ичастотой вращения, она также зависит от давления наддува.
1.6 Фазы газораспределения
Фазы газораспределения оказываютсущественное влияние на показатели газообмена и качество рабочего процесса.
В быстроходных двигателяхвпускной клапан открывается с опережением 5-30°, т.е. до прихода поршня в ВМТ. Этообеспечивает наличие некоторого проходного сечения с самого начала такта впускаи увеличивает время открытия клапана. Закрывается впускной клапан сзапаздыванием 30-90 °, т.е. после прохода поршнем НМТ. Это позволяетиспользовать инерционный напор всасываемого воздуха и улучшить наполнение.
Выпускной клапан, как правило,открывается с опережением 40-80 °, что значительно уменьшает работу двигателяза время выпуска. Закрытие выпускного клапана происходит, как правило, сзапаздыванием 5-45 °, что обеспечивает лучшую очистку камеры сгорания отвыпускных газов.
Оптимальные фазыгазораспределения определяются экспериментально.
Учитывая всё выше сказанноевыбираем три варианты параметров двигателя, результаты которого приведены втаблице
2. Описание конструкции и систем двигателя2.1 Блок-картер
Блок картер для повышенияжесткости и уменьшения деформаций имеет ребра на боковых стенках, поперечныхперегородках и на нижней плите блока цилиндров. Плоскость разъема картераопущена намного ниже оси коленчатого вала. Снизу картер закрывается легкимподдоном, выштампованным из листовой стали. В поддон заливается масло длясмазки трущихся деталей двигателя.2.2 Головка цилиндров
Головка цилиндров представляетсобой цельную отливку из низколегированного серого чугуна и крепится к блокушпильками, ввернутыми в блок. Шпильки изготовлены из хромоникелевой стали итермическими обработаны. Для обеспечения отвода тепла головка цилиндров имеетводяную рубашку, сообщающуюся с рубашкой блока.
Стык головки цилиндров и блокауплотняется прокладкой с окантовками цилиндровых отверстий и отверстий дляпрохода охлаждающей жидкости.
Седла выпускных клапановвставные, изготовлены из специального жароупорного чугуна и запрессованы в гнездас натягом 0,040 — 0,105 мм. Сёдла и металлокерамические направляющие втулкиклапанов окончательно обрабатываются после их запрессовки в головку.2.3 Гильзы цилиндров
Гильзы цилиндров отлитые извысокопрочного чугуна, вставляются в расточки блок картера и прижимаются поверхнему бурту головкой блока. Между наружными поверхностями гильз и стенкамиблока образуется полость охлаждения, для уплотнения которой на каждой гильзеснизу установлено два резиновых кольца.2.4 Механизм газораспределения
Распределительный вал,штампованный из углеродистой стали, с закаленными опорами и кулачками,расположен в развале блока и обслуживает оба ряда цилиндров. Вращение егоосуществляется парой косозубых шестерен от переднего конца коленчатого валаограничивается упорным фланцем.
Клапаны приводятся черезкачающиеся роликовые толкатели, трубчатые штанги с запрессованными в нихнаконечниками и коромысла с регулировочными винтами для установки тепловогозазора. Движение от распределительного вала к толкателю передается через ролик,установленный на игольчатых подшипниках. В целях повышения работоспособности втолкатель запрессована каленная пята из высококачественной стали, служащаяупорным подшипником для штанг. Каждый цилиндр имеет два впускных и двавыпускных клапана, которые изготовлены из жаропрочной стали и перемещаются вметаллокерамических направляющих втулках. Пористые металлокерамические втулкиобеспечивают хорошую смазку пары втулка — клапан. На каждый клапан ставитсяодна цилиндрическая пружина. Для крепления пружин применен специальный замок,способствующий вращению клапанов при работе двигателя, что повышаетработоспособность клапана.2.5 Коленчатый вал
Коленчатый вал изготовлен горячейштамповкой из стали. Первый и четвертый кривошипы расположены под углом180ْ в плоскости, перпендикулярной к плоскости второго и третьегокривошипов, смещенных относительно друг друга тоже на 180ْ. К заднемуторцу коленчатого вала крепится болтами чугунный маховик, который фиксируетсяна валу двумя призонными штифтами.2.6 Шатун
Шатуны двутаврового сеченияштампуются из стали. Поршневой подшипник шатуна представляет собой двезапрессованные в его верхнюю головку втулки из антифрикционной бронзы. Маслодля смазки подшипника подводится от кривошипного подшипника по каналу в стержнешатуна.2.7 Поршень
Поршни отливаются извысококремнистого алюминиевого сплава. С шатуном поршень соединяется пальцем плавающеготипа, который предохраняется от осевого смещения стопорными пружинными кольцами.Три компрессионных кольца трапецеидального сечения и одно маслосъемноерасположенное в верхней части поршня.2.8 Система смазки
Система смазки смешанная смокрым картером. Масло засасывается из поддона через заборник и всасывающуютрубку шестеренчатым насосом, состоящим из двух секций: основной и радиаторной.
Основная (нагнетательная) секциянасоса подает масло в систему через последовательно включенный фильтр грубойочистки, в корпусе которого установлен клапан. Когда разность давлений до ипосле фильтра при его загрязнении достигает 0,2 — 0,25 МПа, клапан открываетсяи часть неочищенного масла непосредственно подается в масляную магистраль.
Из фильтра грубой очистки маслопоступает в центральный масляный канал, а оттуда по каналам в блоке — кподшипникам коленчатого и распределительного валов. От подшипников коленчатоговала через систему каналов в коленчатом валу и шатуне масло подается к подшипникамверхней головке шатуна. От распределительного вала масло пульсирующим потокомнаправляется в ось толкателей, откуда по каналам толкателей, полостям штанг икоромысел поступает ко всем трущимся парам привода клапанов. Под давлениемсмазывается также подшипник промежуточной шестерни привода масляного насоса. Шестернипривода агрегатов, кулачки распределительного вала, подшипники качения, гильзыцилиндров смазываются разбрызгиванием.
Центробежный фильтр тонкойочистки масла включен параллельно после фильтра грубой очистки и пропускает до10% масла, проходящего через систему смазки. Очищенное масло сливается в поддон.
Радиаторная секция подает маслок установленному на машине радиатору; охлажденное в радиаторе масло сливается вподдон.
Основная секция насоса снабженаредукционным клапаном, перепускающим масло в поддон при давлении на выходе изнасоса более 0,75 — 0,8 МПа. Предохранительный клапан радиаторной секцииоткрывается при давлении на выходе из насоса 0,08 — 0,12.2.9 Система питания
Система питания состоит: топливныйнасос высокого давления, трубопроводы высокого давления, форсунки.
Топливный насосвосьмиплунжерный, размещен между рядами цилиндров. Его привод осуществляетсямуфтой с автоматическим регулированием опережения впрыска топлива. Топливопроходит две ступени очистки — фильтры грубой и тонкой очистки. Топливныефорсунки закрытого типа смещены относительно оси цилиндра для повышениятермической прочности перемычек головки между клапанами.
2.10 Система охлаждения
Масляный насос двухсекционный,шестеренчатый с приводом от коленчатого вала. Охлаждение масла и охлаждающейжидкости осуществляется с помощью радиатора и шестилопастного вентилятора,который приводится в движение от коленчатого вала шестернями
3. Расчёт рабочего процесса
Расчёт рабочего процесса былвыполнен при помощи ЭВМ на кафедре ДВС, по нижеприведенной ниже методике.3.1 Методика расчёта рабочего процесса3.1.1 Вспомогательные расчёты
Изменение объема цилиндра взависимости от угла поворота кривошипа
/>,
где рабочий объем цилиндра
/>; />
объем камеры сжатия
/>;
относительное перемещение поршня
/>;
перемещение поршня
/>;
изменение надпоршневого объема
/>
Теоретически необходимоеколичество воздуха для сжигания 1 кг топлива
/>,
где C,H,O — объёмная доля втопливе соответственно углерода, водорода и кислорода;
/> - объемная доля кислорода ввоздухе.
Состав продуктов сгорания
углекислый газ
/>;
водяной пар
/>;
азот
/>;
кислород
/>;
Количество продуктов сгорания
/>.
Теплоемкость продуктов сгорания
/>,
где />,
/>.
Химический коэффициентмолекулярного изменения
/>.
Ориентировочный выбор давленияперед клапанами и противодавления на выпуске.
При системе газотурбинногонаддува при PT=const потребное значение среднего эффективного давления призаданной мощности будет:
/>,
тогда потребное давление передклапанами
/>,
где ориентировочно можно принять:эффективный КПД дизел
я/>0,35-0,37, коэффициент наполненияпо параметрам перед клапанами дизеля/>/>0,97-0,98, температура воздухаперед клапанами дизеля (после промежуточного охлаждения) />.
степень повышения давления внагнетателе
/>,
где /> - давление окружающей среды;
/>потери давления ввоздухоохладителе;
/>потери давления в воздушномфильтре;
Потребное давление в выпускномколлекторе находим из уравнения Рато
/>
где />давление газов за турбиной,
/>температура окружающей среды,
/>показатель адиабаты для воздуха,
/>показатель адиабаты для газа,
/>КПД турбокомпрессора.3.1.2 Упрощённый расчёт наполнения
В первом приближении условноесреднее давление в цилиндре двигателя при наполнении
/>,
где />.
Давление в конце наполнения
/>.
Подогрев заряда вследствиепреобразования кинетической энергии потока в теплоту при торможении и поджатиирабочего тела от /> до />.
/>.
Подогрев заряда при наполнении
/>.
Коэффициент наполнения
/>,
где x=1,0 и m=1,4.
Среднее проходное сечениевпускных клапанов на участке от
/>/>
/>.
Функция расхода для участканаполнения
/>,
где />;
потенциальный заряд цилиндра
/>/>.
Уточнение значения />.
Зная, что функция
/>,
определяем /> и тогда />. Если принятое значениесовпадает с полученным в конце расчёта, то расчёт можно закончить. в противномслучае его следует повторить со значением />, полученным в конце расчёта.
Коэффициент остаточных газов
/>,
где />температура остаточных газов.
Количество рабочей смеси
/>.
Количество рабочего тела вцилиндре в конце наполнения
/>.
Полный объем цилиндра
/>.
Температура рабочего тела вконце наполнения
/>
3.1.3 Определение параметров рабочего тела в концепроцесса сжатия
Значения коэффициентов вуравнениях для теплоемкости на участке сжатия определяют по следующимзависимостям:
/>
Для определения температурырабочего тела в конце сжатия задаются показателем адиабаты сжатия /> и определяютее первом приближении
/>,
и уточняют показатель адиабаты
/>.
Если принятое значение /> совпадает сполученным в конце расчёта, то расчёт процесса сжатия можно считать оконченным.В противном случае расчет процесса следует повторить со значением />, полученным вконце расчёта. Давление рабочего тела в конце сжатия
/>
где Мс=Ма — количество рабочеготела в конце процесса сжатия.
3.1.4 Определение параметров рабочего тела в конце«видимого» горения
Полный коэффициент молекулярногоизменения
/>
Максимальное давление циклаобычно принимается степень повышения давления при сгорании />1,3 — 1,4. Тогда
Рz=/>рс.
Удельная энтальпия рабочего телав конце “видимого" участка сгорания (точка z)
/>
где /> - коэффициент эффективноговыделения теплоты; QН — низшая теплота сгорания единицы массы топлива. Температурарабочего тела в точке Z
/>.
Количество рабочего тела в точкеZ
/>.
Объем рабочего тела в точке Z
/>.
Предварительная степеньрасширения рабочего тела
/>.3.1.5Определение параметров рабочего тела в концепроцесса расширения
Степень последующего расширениярабочего тела
/>,
где Ve — объем цилиндра в моментоткрытия выпускных клапанов.
Постоянная величина
/>,
где We — относительные потеритеплоты от газов в стенки.
Задаемся средним показателемполитропы расширения np и определяем температуру рабочего тела к моментуоткрытия выпускных клапанов
/>.
Удельная внутренняя энергия вточке е
/>
Уточненное значение
/>
Количество рабочего тела в точкее.
Ме=Мz.
Давление рабочего тела в точке е.
/>3.1.6 Индикаторные показатели двигателя
Полная степень последующегорасширения
/>
Среднее индикаторное давление
/>
где m — коэффициент полноты диаграммы; nC =кС — принятое условиерасчета процесса сжатия. Индикаторная работа
/>
Индикаторная мощность
/>
Индикаторный КПД
/>
Удельный индикаторный расходтоплива
/>
Среднее давление насосных ходов.
рНХ=рСР-рr.
Работа насосных ходов
LНХ=рНХ Vh.
Мощность насосных ходов
/>
Доля насосных ходов
/>3.1.7 Эффективные показатели двигателя
Средняя скорость поршня
/>
Среднее давление, эквивалентноеработе на преодоление сопротивлений в механизмах двигателя,
/>
Работа на преодолениесопротивлений в механизмах двигателя
LМД=рМД Vh.
Мощность на преодолениесопротивлений в механизмах двигателя
/>
Доля работы на преодолениесопротивлений в механизмах двигателя
/>
Среднее эффективное давление
/>
Эффективный КПД
/>
Эффективная работа двигателя
Lе=ре Vh.
Эффективная мощность двигателя
/>
Механический КПД двигателя
/>.
Удельный эффективный расходтоплива
/>
Часовой расход топлива
/>
Цикловая подача топлива
/>
3.1.8 Показатели турбины и нагнетателя
Секундный расход топлива
/>
Химическая теплота топлива
/>
Теплоотвод от газов в стенки
/>
Энтальпия поступающего вдвигатель топлива
/>
где сР — теплоемкость топлива.
Секундный расход воздуха черездвигатель
/>
Теплоемкость поступающего вцилиндр воздуха
/>
Энтальпия воздуха, поступающегов цилиндры двигателя
/>
Энтальпия газов, выходящих изцилиндров двигателя
/>
Количество выпускных газов
/>
Удельная энтальпия выпускныхгазов
/>
Суммарный коэффициент избыткавоздуха в выпускном коллекторе
/>
Коэффициенты при мольныхтеплоемкостях для газов в выпускном коллекторе
/>
Температура газов в выпускномколлекторе
/>
Температура рабочего тела посленагнетателя
/>, где />
Теплоемкость воздуха посленагнетателя
/>
Энтальпия воздуха посленагнетателя
/>
Теплота, отводимая ввоздухоохладителе,
/>.
Теплоемкость воздуха на входе внагнетатель
/>
Энтальпия воздуха на входе внагнетатель
/>
Мощность, потребляемаянагнетателем,
/>.
Энтальпия отработавшего втурбине газа
/>
Удельная энтальпия отработавшегов турбине газа
/>
Температура отработавших газов
/>
Потребный внутренний КПД газовойтурбины
/>
Внутренняя мощность турбины
/>
Механический КПДтурбокомпрессора
/>
Расчёт рабочего процесса былпроизведен при помощи ЭВМ на кафедре ДВС, по методике приведенной выше,результаты расчёта представлены в таблице. В результате выполнения комплексногопроекта были также выполнены расчёты рабочего процесса для двух другихдвигателей с другими конструктивными параметрами, в результате анализа полученныхрезультатов был выбран рабочий процесс приведенный в пояснительной запискестудента Михайленко А.
Заключение
Был сконструирован двигатель набазе дизеля ЯМЗ-238, мощностью Ne=400 кВт при частотевращения коленчатого вала n=2100 мин/>.
Был произведен расчет рабочегопроцесса, были получены следующие эффективные показатели: эффективный КПД — удельныйэффективным расход топлива-
Был проведен динамический расчёт,расчёт показал, что все динамические реакции не превышают допустимых уровней, астепень неравномерности вращения коленчатого вала не превышает допускаемой.
Был выполнен расчет деталейшатунно-поршневой группы, в результате было установлено, что все напряжения,деформации и запасы прочности лежат в допустимых пределах, что является залогомнадежной и долговечной работы дизеля.
В результате выполненногоспецзадания, для данного дизеля была спроектирована четырёх клапанная головкацилиндров и поршень с масляным охлаждением.
Список используемой литературы
1. Методические указания к курсовой работе «Динамическийрасчёт кривошипно шатунного механизма двигателя» по курсу ”ДинамикаДВС”. / Сост. Ф.И. Абрамчук, И.Д. Васильченко, П.П. Мищенко.- Харьков: ХПИ, 2000. — 62 с.
2. Методические указания по динамическому расчёту кривошипно-шатунногомеханизма двигателя на ЭВМ. /Сост.Я.И. Драбкин, П.П. Мищенко. — Харьков: ХПИ,1997.
3. Пильов В.О. Автоматизоване проектування поршнівшвидкохідних дизелів із заданим рівнем тривалої міцності: Монографія. — Харків: Видавничийцентр НТУ”ХПІ”, 2001. — 332 с.
4. Е.Я. Тур, К.Б. Серебряков, Л.А. Жолобов «Устройствоавтомобиля» М.: Машиностроение 2001г.
Приложение
Оценка желательности конструкции
Для оценки перспективностиспроектированного тракторного дизеля сравним его технико-экономическиепоказатели с показателями лучших мировых аналогов. Такое сравнение приведено втаблице
Таблица.1. Технико-экономическихпоказатели автомобильных дизелей.
№
п/п
Наименование
показателей
СМД-31.15
(Украина)
СМД-31Б.15
перспектива
(Украина)
ЯМЗ-238Б
(Россия)
MIDS
06.20.45
«Рено»
(Франция)
8460.41К
«IVECO»
(Италия) 1.
Мощность кВт 191 235 190 202 245 2.
Частота оборотов КВ, мин. — 1 2000 2000 2200 2200 2200 3. Количество и размещение цилиндров 6Р 6Р 8V 6Р 6Р 4.
Диаметр цилиндра,мм 120 120 130 120 120 5.
Ход поршня, мм 140 140 140 145 140 6.
Минимальный удельный расход топлива, гВт*год /- 200 193/0,8 204/0,755 204/0,755 193/0,8 7. Соответствие нормам токсичности
ЕВРО-1 /
0,63
ЕВРО-2 /
0,696
ЕВРО-2 /
0,696
ЕВРО-2 /
0,696
ЕВРО-2 /
0,696 8.
Литровая мощность,
кВт/ л /- 20,1/0,735 24,7/0,796 18,7/0,713 20,5/0,74 26,7/0,82 9.
Удельная масса, кг/кВт/- 4,45/0,743 3,7/0,787 4,48/0,741 4,48/0,746 3,45/0,8 10.
Тепловая нагрузка К3, кВт/мм — 0,265/0,73 0,33/0,785 0,23/0,696 0,28/0,744 0,34/0,793 11.
Эколого-экономический
уровень Dтопл 0,698 0,746 0,725 0,725 0,746 12.
Уровень энергоемкости,
Dэнерг. 0,738 0,791 0,719 0,745 0,806 13.
Обобщенный критерий
качества 0,720 0,772 0,720 0,736 0,78
Технико-экономические показатели автомобильных дизелей
Для оценки перспективностиспроектированного тракторного дизеля сравним его технико-экономические показателис показателями лучших мировых аналогов. Такое сравнение приведено в таблице.
Таблица
Технико-экономических показателиавтомобильных дизелей.
№
п/п
Наименование
показателей
СМД-31.15
(Украина)
СМД-31Б.15
перспектива
(Украина)
ЯМЗ-238Б
(Россия)
MIDS
06.20.45
«Рено»
(Франция)
8460.41К
«IVECO»
(Италия) 1.
Мощность кВт 191 235 190 202 245 2.
Частота оборотов КВ, мин. — 1 2000 2000 2200 2200 2200 3. Количество и размещение цилиндров 6Р 6Р 8V 6Р 6Р 4.
Диаметр цилиндра,мм 120 120 130 120 120 5.
Ход поршня, мм 140 140 140 145 140 6.
Минимальный удельный расход топлива, гВт*год /- 200 193/0,8 204/0,755 204/0,755 193/0,8 7. Соответствие нормам токсичности
ЕВРО-1 /
0,63
ЕВРО-2 /
0,696
ЕВРО-2 /
0,696
ЕВРО-2 /
0,696
ЕВРО-2 /
0,696 8.
Литровая мощность,
кВт/ л /- 20,1/0,735 24,7/0,796 18,7/0,713 20,5/0,74 26,7/0,82 9.
Удельная масса, кг/кВт/- 4,45/0,743 3,7/0,787 4,48/0,741 4,48/0,746 3,45/0,8 10.
Тепловая нагрузка К3, кВт/мм — 0,265/0,73 0,33/0,785 0,23/0,696 0,28/0,744 0,34/0,793