ПРОЕКТИРОВАНИЕАВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ
ВВЕДЕНИЕ
Проблема экономиитопливных ресурсов приобрела в настоящее время огромное значение практическидля всех индустриально развитых стран, в том числе и для Украины.
Одним из главныхпотребителей нефтяного топлива является автомобильный тракторный транспорт,поэтому повышение экономичности и снижение выбросов вредных веществ длянормативов ЕВРО-3 является на сегодняшний день актуальной задачей. Важнейшимнаправлением в решение этой проблемы в первую очередь на грузовом,автомобильном, автобусном и сельскохозяйственном транспорте является дальнейшаяего дизелизация, которая должна обеспечить в эксплуатации не только снижение на25-30% расхода жидкого моторного топлива и более рациональное использование натранспорте всех видов моторных топлив, но и уменьшение загрязнении окружающейсреды токсичными выбросами моторов. Реализация этого направленияпредусматривает как модернизацию выпускаемых, так и разработку новых типовдизелей. Большое распространение получили четырёхклапанные головки цилиндров сцентральным расположением форсунки. В связи с высокими форсировками дизелей политровой мощности увеличивается теплонапряженность деталей камеры сгорания и вчастности поршня. Для обеспечения надежной работы поршня в условиях высокихтермических нагрузок применяется охлаждение последнего маслом, при этом в поршневыполняем специальные охлаждающие каналы, а для подачи масла применяетсяфорсунку, неподвижно установленную в картере дизеля. Ограничения, накладываемыена дизели для 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 и приступают к налаживаниюпроизводства таких дизелей.
1. ОЦЕНКА И ВЫБОРПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ
Для каждого типадвигателей приняты, на основе многолетнего практического опыта, определенныеограничения в выборе 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 числацилиндров следует учитывать их влияние на массовые и габаритные показателидвигателя, диаметр цилиндра, уравновешенность сил инерции движущихся масс,равномерность вращения коленчатого вала, тепловую напряженность поршневойгруппы.
С увеличением числацилиндров можно уменьшить диаметр цилиндра, улучшить уравновешенность иравномерность хода двигателя, при этом усиливается охлаждение поршневой группы,при однорядном расположении цилиндров длина двигателя несколько увеличивается,а высота двигателя и его ширина уменьшаются.
Число цилиндров двигателяZ, 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 ввыполненных конструкциях находится в пределах 1-24.Как правило, в однорядныхконструкциях Z = 4 — 10, в многорядных конструкциях 4-20. Изменение числа цилиндров(при данной 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 скоростьпоршня и частота вращения
Одним из основныхпараметров, зависящих от типа двигателя и его назначения, является скоростьпоршня. С увеличением средней скорости поршня повышается тепловая напряженностьдеталей двигателя (в первую очередь поршневой группы), увеличиваются силы инерции,нагружающие детали кривошипно-шатунного механизма, а также износ подшипниковколенчатого вала, гильзы, цилиндра, повышается скорость газов в органахгазораспределения, вследствие чего возрастают гидравлические сопротивления вних.
В быстроходных дизеляхсредняя скорость поршня лежит в пределах 8-12 м/с. .
Частота вращения пколенчатого вала современных двигателей составляет 100-10000 об/мин и достигаетв отдельных случаях 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.Повышение частоты вращения позволяет уменьшить диаметр цилиндра и ход поршня,и, следовательно, уменьшить габариты двигателя и его вес. Однако при этом возрастаютмеханические потери и силы инерции, возвратно-поступательно движущихся масс, а,следовательно, повышается износ двигателя. Частота вращения коленчатого валаявляется определяющей для моторесурса двигателя. Поэтому число оборотовдвигателя выбирают, исходя из назначения и условий его работы. Дляавтотракторных дизелей частоты вращения лежат в пределах 1500...3000 мин-
1.3 Диаметр цилиндра иход поршня
Диаметр цилиндра влияетна тепловые 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 существующихконструкциях автотракторных дизелей S/D находиться в пределах1,6...0,85.Отношение хода поршня к диаметру цилиндра (S/D) является одним изосновных параметров, определяющих размеры и массу двигателя. Уменьшениеотношения S/D позволяет увеличить число оборотов двигателя без роста среднейскорости поршня, повысить коэффициент наполнения, снизить тепловые потери вохлаждающую жидкость, увеличить перекрытия шатунных и коренных шеек, и темсамым, повышать жесткость коленчатого вала. Однако при этом увеличивается длинаи вес рядного двигателя.1.4 Длина шатуна
Длина шатуна Lопределяется из соотношения λ = R/L, где R-радиус кривошипа. Приувеличении R (укороченный шатун) возрастает максимальный угол отклоненияшатуна, что вынуждает в нижней части цилиндра делать вырезы, повышается боковоедавление на стенку цилиндра, в связи с чем растут потери на трение и кроме тогоувеличиваются силы инерции второго порядка, уменьшается высота двигателя, весдвигателя и вес шатуна. Удлинение шатуна дает уменьшение угла наклона, однакоэто приводит к увеличению его массы, а, следовательно, сил инерции.
1.5 Степень сжатия
Степень сжатия являетсяодним из основных параметров, от которых зависит экономичность двигателя. Сувеличением ε увеличивается индикаторный и эффективный КПД двигателя.Однако рост ε ограничивается уменьшением прочности деталей и ростом механическихпотерь в двигателе.
Степень сжатия ε вдизелях с непосредственным впрыскиванием встречается в пределах 12...18.Сувеличением ε увеличивается индикаторный КПД, однако для двигателей снаддувом увеличивается 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 газораспределенияоказывают существенное влияние на показатели газообмена и качество рабочегопроцесса.
В быстроходных двигателяхвпускной клапан открывается с опережением 5-30°, т.е. до прихода поршня в ВМТ.Это обеспечивает наличие некоторого проходного сечения с самого начала тактавпуска и увеличивает время открытия клапана. Закрывается впускной клапан сзапаздыванием 30-90 °, т.е. после прохода поршнем НМТ. Это позволяет использоватьинерционный напор всасываемого воздуха и улучшить наполнение.
Выпускной клапан, какправило, открывается с опережением 40-80 °, что значительно уменьшает работудвигателя за время выпуска. Закрытие выпускного клапана происходит, какправило, с запаздыванием 5-45 °, что обеспечивает лучшую очистку камерысгорания от выпускных газов.
Оптимальные фазыгазораспределения определяются экспериментально.
Учитывая всё вышесказанное выбираем три варианты параметров двигателя, результаты которогоприведены в таблице
Таблица 1.1 – Оценка ивыбор конструктивных параметров дизеля№ п/п Наименование параметра показателя, формула для вычисления Размерность Условное обозначение Варианты численных значений 1 2 3 2 Эффективная мощность кВт
Ne 3 Срок службы до капитального ремонта Ч Т 4 Частота вращения коленвала
мин-1 n 5
Ход поршня/> М S 6
Отношение /> -
/> 7 Диаметр цилиндра М D 8
Рабочий объем цилиндра
/>
М3
Vh*103 9 Среднее эффективное давление, принимаемое в первом приближении МПа
ре 10
Число цилиндров
/> - Z 11
Уточняем значение среднего эффективного давления
/> МПа
ре 12 Литровая масса Кг/л
gл 13 Масса двигателя кг М 14 Удельная масса Кг/кВт g 15
Длина шатуна
/> М L 18 Количество клапанов 4 4 4 19 Степень сжатия
На основании анализа иисходя из показателей современных двигателей принимаем в качестве расчётноговариант
2. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ИСИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ
2.1 Блок-картер
Блок картер для повышенияжесткости и уменьшения деформаций имеет ребра на боковых стенках, поперечныхперегородках и на нижней плите блока цилиндров. Плоскость разъема картера опущенанамного ниже оси коленчатого вала. Снизу картер закрывается легким поддоном,выштампованным из листовой стали. В поддон заливается масло для смазки трущихсядеталей двигателя.
2.2 Головка цилиндров
Головка цилиндровпредставляет собой цельную отливку из низколегированного серого чугуна и крепитсяк блоку шпильками, ввернутыми в блок. Шпильки изготовлены из хромоникелевойстали и термическими обработаны. Для обеспечения отвода тепла головка цилиндровимеет водяную рубашку, сообщающуюся с рубашкой блока.
Стык головки цилиндров иблока уплотняется прокладкой с окантовками цилиндровых отверстий и отверстийдля прохода охлаждающей жидкости.
Седла выпускных клапановвставные, изготовлены из специального жароупорного чугуна и запрессованы вгнезда с натягом 0,040 – 0,105 мм. Сёдла и металлокерамические направляющиевтулки клапанов окончательно обрабатываются после их запрессовки в головку.
2.3 Гильзы цилиндров
Гильзы цилиндров отлитыеиз высокопрочного 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 Механизмгазораспределения
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 ставится однацилиндрическая пружина.
Для крепления пружинприменен специальный замок, способствующий вращению клапанов при работедвигателя, что повышает работоспособность клапана.
2.5 Коленчатый вал
Коленчатый вал изготовленгорячей штамповкой из стали. Первый и четвертый кривошипы расположены под углом180ْв плоскости, перпендикулярной к плоскости второго и третьего кривошипов,смещенных относительно друг друга тоже на 180ْ.К заднему торцу коленчатого вала крепитсяболтами чугунный маховик, который фиксируется на валу двумя призоннымиштифтами.
2.6 Шатун
Шатуны двутавровогосечения штампуются 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 пальцемплавающего типа, который предохраняется от осевого смещения стопорнымипружинными кольцами. Три компрессионных кольца трапецеидального сечения и одномаслосъемное расположенное в верхней части поршня.
2.8 Система смазки
Система смазки смешаннаяс мокрым картером. Масло засасывается из поддона через заборник и всасывающуютрубку шестеренчатым насосом, состоящим из двух секций: основной и радиаторной.
Основная (нагнетательная)секция насоса подает масло в систему через последовательно включенный фильтргрубой очистки, в корпусе которого установлен клапан. Когда разность давленийдо и после фильтра при его загрязнении достигает 0,2 – 0,25 МПа, клапаноткрывается и часть неочищенного масла непосредственно подается в масляную магистраль.
Из фильтра грубой очисткимасло поступает 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 кподшипникам верхней головке шатуна. От распределительного вала маслопульсирующим потоком направляется в ось толкателей, откуда по каналамтолкателей, полостям штанг и коромысел поступает ко всем трущимся парам приводаклапанов. Под давлением смазывается также подшипник промежуточной шестернипривода масляного насоса. Шестерни привода агрегатов, кулачкираспределительного вала, подшипники качения, гильзы цилиндров смазываютсяразбрызгиванием.
Центробежный фильтр тонкойочистки масла включен параллельно после фильтра грубой очистки и пропускает до10% масла, проходящего через систему смазки. Очищенное масло сливается вподдон.
Радиаторная секция подаетмасло к установленному на машине радиатору; охлажденное в радиаторе маслосливается в поддон.
Основная секция насосаснабжена редукционным клапаном, перепускающим масло в поддон при давлении навыходе из насоса более 0,75 0,8 МПа. Предохранительный клапан радиаторнойсекции открывается 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 повышения термическойпрочности перемычек головки между клапанами.
2.10 Система охлаждения
Масляный насосдвухсекционный, шестеренчатый с приводом от коленчатого вала. Охлаждение маслаи охлаждающей жидкости осуществляется с помощью радиатора и шестилопастноговентилятора, который приводится в движение от коленчатого вала шестернями
3. РАСЧЁТ РАБОЧЕГОПРОЦЕССА
Расчёт рабочего процессабыл выполнен при помощи ЭВМ на кафедре ДВС, по нижеприведенной ниже методике.
3.1 Методика расчётарабочего процесса
3.1.1 Вспомогательныерасчёты
Изменение объема цилиндрав зависимости от угла поворота кривошипа
/>
где рабочий объемцилиндра
/>
объем камеры сжатия
/>
относительное перемещениепоршня
/>
перемещение поршня
/>;
изменение надпоршневого объема
/>
Теоретически необходимоеколичество воздуха для сжигания 1 кг топлива
/>
где C,H,O- обьёмная доляв топливе соответственно углерода, водорода и кислорода;
/> — объемная доля кислорода ввоздухе.
Состав продуктов сгорания
углекислый газ
/>
водяной пар
/>
Азот
/>
Кислород
/>
Количество продуктовсгорания
/>
Теплоемкость продуктовсгорания
/>,
где />
/>
Химический коэффициентмолекулярного изменения
/>
Ориентировочный выбордавления перед клапанами и противодавления на выпуске.
При системегазотурбинного наддува при PT=const потребное значение среднего эффективногодавления при заданной мощности будет:
/>
тогда потребное давлениеперед клапанами
/>
где ориентировочно можнопринять: эффективный КПД дизеля/>0,35-0,37, коэффициент наполненияпо параметрам перед клапанами дизеля/>/>0,97-0,98, температура воздухаперед клапанами дизеля (после промежуточного охлаждения)
/>
степень повышениядавления в нагнетателе
/>
где /> — давление окружающейсреды;
/>потери давления ввоздухоохладителе;
/>потери давления в воздушномфильтре;
Потребное давление ввыпускном коллекторе находим из уравнения Рато
/>
где />давление газов затурбиной,
/>температура окружающей среды,
/>показатель адиабаты для воздуха,
/>показатель адиабаты для газа,
/>КПД турбокомпрессора.
3.1.2 Упрощённый расчётнаполнения
В первом приближенииусловное среднее давление в цилиндре двигателя при наполнении
/>
где />
Давление в конценаполнения
/>
Подогрев зарядавследствие преобразования кинетической энергии потока в теплоту при торможениии поджатии рабочего тела от /> до />.
/>
Подогрев заряда принаполнении
/>
Коэффициент наполнения
/>
где x=1,0 и m=1,4.
Среднее проходное сечениевпускных клапанов на участке от
/>/>
/>.
Функция расхода дляучастка наполнения
/>
где />
потенциальный зарядцилиндра
/>/>
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 остаточныхгазов
/>
где />температура остаточныхгазов.
Количество рабочей смеси
/>
Количество рабочего телав цилиндре в конце наполнения
/>
Полный объем цилиндра
/>
Температура рабочего телав конце наполнения
/>
3.1.3 Определениепараметров рабочего тела в конце процесса сжатия
Значения коэффициентов вуравнениях для теплоемкости на участке сжатия определяют по следующимзависимостям:
/>
Для определениятемпературы рабочего тела в конце сжатия задаются показателем адиабаты сжатия /> и определяютее первом приближении
/>
и уточняют показательадиабаты
/>
Если принятое значение /> совпадает с полученнымв конце расчёта, то расчёт процесса сжатия можно считать оконченным. Впротивном случае расчет процесса следует повторить со значением />, полученным в концерасчёта.
Давление рабочего тела вконце сжатия
/>
где Мс=Ма — количестворабочего тела в конце процесса сжатия.
3.1.4.Определениепараметров рабочего тела в конце «видимого» горения.
Полный коэффициентмолекулярного изменения
/>
Максимальное давлениецикла обычно принимается степень повышения давления при сгорании />1,3 — 1,4. Тогда
Рz=/>рс.
Удельная энтальпиярабочего тела в конце “видимого” участка сгорания (точка z)
/>
где /> – коэффициентэффективного выделения теплоты;
QН – низшая теплотасгорания единицы массы топлива.
Температура рабочего телав точке Z
/>.
Количество рабочего телав точке Z
/>
Объем рабочего тела вточке Z
/>
Предварительная степеньрасширения рабочего тела
/>
3.1.5 Определениепараметров рабочего тела в конце процесса расширения
Степень последующегорасширения рабочего тела
/>
где Ve – объем цилиндра вмомент открытия выпускных клапанов.
Постоянная величина
/>
где We – относительныепотери теплоты от газов в стенки.
Задаемся среднимпоказателем политропы расширения np и определяем температуру рабочего тела кмоменту открытия выпускных клапанов
/>
Удельная внутренняяэнергия в точке е
/>
Уточненное значение
/>
Количество рабочего телав точке е.
Ме=Мz.
Давление рабочего тела вточке е.
/>
3.1.6 Индикаторныепоказатели двигателя
Полная степеньпоследующего расширения
/>
Среднее индикаторноедавление
/>
где m — коэффициент полноты диаграммы;
nC =кС – принятое условиерасчета процесса сжатия.
Индикаторная работа
/>
Индикаторная мощность
/>
Индикаторный КПД
/>
Удельный индикаторныйрасход топлива
/>
Среднее давление насосныхходов.
рНХ=рСР-рr.
Работа насосных ходов
LНХ=рНХ Vh.
Мощность насосных ходов
/>
Доля насосных ходов
/>
3.1.7 Эффективныепоказатели двигателя
Средняя скорость поршня
/>
Среднее давление,эквивалентное работе на преодоление сопротивлений в механизмах двигателя
/>
Работа на преодолениесопротивлений в механизмах двигателя
LМД=рМД Vh
Мощность на преодолениесопротивлений в механизмах двигателя
/>
Доля работы напреодоление сопротивлений в механизмах двигателя
/>
Среднее эффективноедавление
/>
Эффективный КПД
/>
Эффективная работадвигателя
Lе=ре Vh
Эффективная мощностьдвигателя
/>
Механический КПДдвигателя
/>
Удельный эффективныйрасход топлива
/>
Часовой расход топлива
/>
Цикловая подача топлива
/>
3.1.8 Показатели турбиныи нагнетателя
Секундный расход топлива
/>
Химическая теплотатоплива
/>
Теплоотвод от газов встенки
/>
Энтальпия поступающего вдвигатель топлива
/>
где сР – теплоемкостьтоплива.
Секундный расход воздухачерез двигатель
/>
Теплоемкость поступающегов цилиндр воздуха
/>
Энтальпия воздуха,поступающего в цилиндры двигателя
/>
Энтальпия газов,выходящих из цилиндров двигателя
/>
Количество выпускныхгазов
/>
Удельная энтальпиявыпускных газов
/>
Суммарный коэффициентизбытка воздуха в выпускном коллекторе
/>
Коэффициенты при мольныхтеплоемкостях для газов в выпускном коллекторе
/>
Температура газов ввыпускном коллекторе
/>
Температура рабочего телапосле нагнетателя
/>
где
/>
Теплоемкость воздухапосле нагнетателя
/>
Энтальпия воздуха посленагнетателя
/>
Теплота, отводимая ввоздухоохладителе
/>
Теплоемкость воздуха навходе в нагнетатель
/>
Энтальпия воздуха навходе в нагнетатель
/>
Мощность, потребляемаянагнетателем
/>
Энтальпия отработавшего втурбине газа
/>
Удельная энтальпияотработавшего в турбине газа
/>
Температура отработавшихгазов
/>
Потребный внутренний КПДгазовой турбины
/>
Внутренняя мощностьтурбины
/>
Механический КПДтурбокомпрессора
/>
Расчёт рабочего процессабыл произведен при помощи ЭВМ на кафедре ДВС, по методике приведенной выше,результаты расчёта представлены в таблице. В результате выполнениякомплексного проекта были также выполнены расчёты рабочего процесса для двухдругих двигателей с другими конструктивными параметрами, в результате анализа полученныхрезультатов был выбран рабочий процесс приведенный в пояснительной запискестудента Михайленко А.
4. РАЗРАБОТКА ГОЛОВКИЦИЛИНДРА
4.1 Выбор и описаниеконструкции головки цилиндра
Расчет газораспределительногомеханизма.
Выбор и определениепараметров клапана.
Диаметр горловины.
Площадь проходногосечения выбирают из условия неразрывности потока несжимаемого газа по среднейскорости потока в сечении седла при максимальном подъеме клапана на номинальномскоростном режиме двигателя:
/>
где Fкл – проходное сечение в седле клапана,м2;
Сm – средняя скорость поршня, м/с;
Fп – площадь поршня, м2;
iкл – количество одноименных клапанов;
W – средняя скорость газа в проходномсечении клапана, м/с.
Для дизелей допускаетсясредняя скорость газа в седле впускных клапанов W вп=50-80 м/с.
Проходное сечение вгорловине Fгор не должно ограничивать пропускнуюспособность впускного и выпускного трактов. Поэтому, учитывая, что черезгорловину приходит стебель клапана, ее площадь принимаем по соотношению
Fгор=(1,1-1,2)Fкл.=(1,1 – 1,2) 1,09 10-3=1,25 10-3
Диаметр горловины
/> м
Максимальный диаметргорловины ограничиваются возможностью размещения клапанов в головке блока призаданных значениях диаметра цилиндра, конструктивной схемыгазораспределительного механизма и типа камеры сгорания. Поэтому значение dгор, полученное выше для впускногоканала, дизеля с непосредственным впрыскиванием не должно быть более:
/>
следует учесть чтодиаметры горловин выпускных клапанов обычно меньше диаметров горловин впускныхклапанов на 10-20 %. Тогда принимаем
/>=35 мм
Проходное сечениевыпускного клапана
/> мм2
4.2 Максимальный подъемклапана
Проходное сечение клапанас коническим уплотнением при подъеме клапана на высоту hкл определяют из соотношения:
/>
где /> - высота подъемаклапана в рассматриваемый момент времени, м.
/> - диаметр горловины.
/> - угол фаски клапана, равный 45.
Максимальная высотаподъема впускного клапана.
/>
Максимальная высотаподъема выпускного клапана
/>
4.3 Профилирование кулачкадля впускного клапана
Для проектируемогодвигателя принимаемый выпуклый профиль кулачка, и применяем плоский толкатель.
Радиус начальнойокружности:
/> мм
Принимаем следующие фазыгазораспределения:
Угол опережения открытиявпускного клапана: />=20, угол запаздывания закрытия впускногоклапана />46.Тогда
/>
Максимальный подъемтолкателя
/> мм
где lт и lкл –длины плечей коромысла(рычага),прилегающих соответственно к толкателю и клапану.
Принимаем радиус кулачкана первом профиле:
/> мм
Тогда радиус кулачка навтором профиле
/>/>
где />
Для обеспечения зазора вклапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом />, меньшим радиуса /> на величинузазора /> т.е.
/>
где /> - зазор, необходимыйдля компенсации температурных и упругих деформаций в механизме приводаклапанов.
Максимальное значениеугла поворота распределительного вала />, соответствующего движениютолкателя по участку профиля кулачка от начала подъема клапана до переходаклапана на участок выстоя определяется из соотношения.
/>
/>
Профиль кулачка впускногоклапана представлен на рисунке
Профилирование кулачкадля выпускного клапана.
Для проектируемогодвигателя принимаемый выпуклый профиль кулачка, и применяем плоский толкатель.
Радиус начальнойокружности:
/> мм
Принимаем следующие фазыгазораспределения:
Угол опережения открытиявыпускного клапана: />=66, угол запаздывания закрытия выпускногоклапана />20.Тогда
/>
Максимальный подъемтолкателя
/> мм
где lт и lкл –длины плечей коромысла(рычага),прилегающих соответственно к толкателю и клапану.
Принимаем радиус кулачкана первом профиле
/> мм
Тогда радиус кулачка навтором профиле
/>/>
где />
Для обеспечения зазора вклапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом />, меньшим радиуса /> на величинузазора /> т.е.
/>
где /> - зазор, необходимыйдля компенсации температурных и упругих деформаций в механизме приводаклапанов.
Максимальное значениеугла поворота распределительного вала />, соответствующего движениютолкателя по участку профиля кулачка от начала подъема клапана до переходаклапана на участок выстоя определяется из соотношения.
/>.
/>
Профиль кулачка выпускногоклапана представлен на рисунке
4.5 Кинематический расчётгазораспределительного механизма
Задачи расчёта:определение подъема, скорости и ускорения толкателя и клапана в зависимости отугла поворота распределительного вала.
Для проектируемоговыпуклого профиля кулачков используем следующие расчётные формулы:
На участке А-С, А’ – С’(м, м/c, м/с2)
/>
На участке С-В, С’ – В(м, м/c, м/с2)
/>
где /> - соответственно подъем,скорость и ускорение толкателя,
/> и /> - текущие углы поворотараспределительного вала при движении толкателя на участках соответственно А – Си С – В профиля кулачка, град.
/> - угловая скорость вращенияколенчатого вала, рад/с.
/>
где n – частота вращения коленчатого вала.
– тактность рабочего циклаДВС.
Результатыкинематического расчёта газораспределительного механизма представлены в таблицеи. По результатам расчёта построены зависимости хода, скорости и ускоренияклапанов от угла поворота коленчатого вала двигателя, представленные на рисункахи .
Таблица Профилированиекулачка для впускного клапана.Участок А-С
k
р
р1
hT
WT
fT 700 350 549,54946 710 355 5 0,173 0,436 547,46037 720 360 10 0,691 0,868 541,20901 4,016 2,008 12,008 0,995 1,040 537,53667 Участок С-В
k
р
р2
hT
WT
fT 4,016 2,008 0,833 0,989 0,957 -89,92177 10 5 3,825 1,433 0,913 -95,28562 20 10 8,825 2,127 0,834 -103,6631 30 15 13,825 2,755 0,749 -111,2524 40 20 18,825 3,314 0,658 -117,9959 50 25 23,825 3,798 0,562 -123,8423 60 30 28,825 4,204 0,461 -128,7471 70 35 33,825 4,529 0,357 -132,673 80 40 38,825 4,770 0,251 -135,5903 90 45 43,825 4,926 0,142 -137,4767 100 50 48,825 4,996 0,033 -138,3179 103 51,5 50,325 5,000 0,000 -138,3652 Участок С'-В
k
р
р2
hT
WT
fT 103 51,5 50,325 5,000 0,000 -138,3652 113 56,5 45,325 4,956 -0,110 -137,8392 123 61,5 40,325 4,826 -0,219 -136,2653 133 66,5 35,325 4,610 -0,326 -133,6553 143 71,5 30,325 4,310 -0,430 -130,0291 153 76,5 25,325 3,928 -0,532 -125,4144 163 81,5 20,325 3,467 -0,629 -119,8462 173 86,5 15,325 2,930 -0,722 -113,3667 183 91,5 10,325 2,322 -0,809 -106,0254 193 96,5 5,325 1,648 -0,890 -97,87793 201,984 100,992 0,833 0,989 -0,957 -89,92177 Участок А'-C'
k
р
р1
hT
WT
fT 201,984 100,992 11,175 0,862 -0,969 539,13966 202 101 11,167 0,861 -0,968 539,15451 212 106 6,167 0,263 -0,537 546,37201 226 113 -0,833 0,005 0,073 549,49149
Таблица. Профилированиекулачка выпускного клапанаУчасток А-С
k
р
р1
hT
WT
fT 474 237 489,1594 484 242 5 0,153959 0,38773 487,2999 494 247 10 0,614664 0,772512 481,7355 495,806 247,903 10,903 0,730334 0,841462 480,3384 Участок С-В
k
р
р2
hT
WT
fT 495,806 247,903 -0,571 0,728 0,891 -67,1293 500 250 1,526 1,021 0,868 -70,6658 510 255 6,526 1,687 0,809 -78,708 520 260 11,526 2,303 0,743 -86,1518 530 265 16,526 2,865 0,672 -92,9407 540 270 21,526 3,369 0,596 -99,0229 550 275 26,526 3,810 0,515 -104,352 560 280 31,526 4,186 0,431 -108,888 570 285 36,526 4,493 0,343 -112,596 580 290 41,526 4,729 0,252 -115,448 590 295 46,526 4,892 0,160 -117,423 600 300 51,526 4,982 0,066 -118,504 607 303,5 55,026 5,000 0,000 -118,725 Участок С'-В
k
р
р2
hT
WT
fT 607 303,5 55,026 5,000 0,000 -118,725 617 308,5 50,026 4,963 -0,094 -118,274 627 313,5 45,026 4,851 -0,187 -116,924 637 318,5 40,026 4,665 -0,279 -114,684 647 323,5 35,026 4,408 -0,369 -111,573 657 328,5 30,026 4,080 -0,456 -107,613 667 333,5 25,026 3,684 -0,540 -102,835 677 338,5 20,026 3,224 -0,619 -97,2753 687 343,5 15,026 2,702 -0,694 -90,976 697 348,5 10,026 2,124 -0,764 -83,985 707 353,5 5,026 1,492 -0,827 -76,3555 717 358,5 0,026 0,812 -0,885 -68,1454 718,194 359,097 -0,571 0,728 -0,891 -67,1293 Участок А'-C'
k
р
р1
hT
WT
fT 718,194 359,097 11,474 0,808505 -0,885 479,3943 10,571 0,686596 -0,816 480,8667 10 5 5,571 0,191069 -0,432 486,8517 20 10 0,571 0,002 -0,044 489,1352
Расчёт диаграммы время –сечения клапана.
Расчёт и построениедиаграммы время – сечение клапана необходимо, во – первых, для оценкиправильности выбора конструктивных параметров клапанов и фаз газораспределенияпо средним условным скоростям потока газа в проходном сечении клапана и, во –вторых, для определения эффективного проходного сечения клапана в зависимостиот угла поворота коленчатого вала, что в свою очередь, необходимо длявыполнения уточненного расчёта процессов газообмена двигателя.
По характеру зависимостиплощади проходного сечения клапанов от величины подъема клапана все перемещениеклапана делится на три участка.
Первый участокхарактеризуется тем, что перпендикуляр из точки А фаски клапана опускается наповерхность конуса седла, что соответствует условию:
/>
Проходное сечение здесьимеет форму боковой поверхности усеченного конуса с образующей, равной длинеотрезка АС, величину которого определяют соотношением:
/>
а проходное сечение по –формуле:
/>
Второй участокхарактеризуется тем, что перпендикуляр из точки А проходит мимо конуса седла,что соответствует условию:
/>
Подъем клапана,соответствующий моменту перехода толкателя с первого участка на второй участок:
/>
Проходным сечениемклапана на втором участке считают боковую поверхность усеченного конуса собразующей АВ площадь которого определяют соотношением:
/>
Третий участок начинаетсяс момента, когда проходное сечение клапана достигает величины, равной сечениюгорловины канала с учетом его загромождения стеблем клапана.
/>
Подъем клапана,соответствующий моменту перехода толкателя от второго к третьему участку,получают из условия f2=f3 и вычисляем по формуле:
/>
Результаты вычислений длявпускного и выпускного клапанов представлены в таблице и По результатам расчётапостроены диаграммы время – сечение клапанов, представленные на рисунках и
Таблица Эффективная площадьпроходного сечения впускного клапана.
k, гр
f, мм2 700 0,000 710 15,401 61,883 10 129,620 20 193,989 30 253,224 40 306,593 50 353,423 60 393,112 70 425,145 80 449,099 90 464,658 100 471,613 103 472,005 103 472,005 113 467,654 123 454,660 133 433,196 143 403,547 153 366,105 163 321,358 173 269,882 183 212,332 193 149,424 202 77,290 212 23,451 226 0,426
Таблица Эффективнаяплощадь проходного сечения выпускного клапана
k, гр
f, мм2 474 0,000 484 11,995 494 48,205 500 80,524 510 134,291 520 184,936 530 231,859 540 274,495 550 312,316 560 344,847 570 371,674 580 392,450 590 406,904 600 414,848 607 416,475 607 416,475 617 413,156 627 403,245 637 386,870 647 364,247 657 335,669 667 301,504 677 262,187 687 218,207 697 170,106 707 118,461 717 63,877 720 53,901 730 14,895 740 0,000
Расчёт деталейгазораспределительного механизма.
Пружина клапана.
Пружина клапана должнаобеспечивать на всех скоростных режимах работы двигателя:
а) плотную посадку клапанав седле и удерживание его в закрытом положении в течении всего периода движениятолкателя по тыльной части кулачка;
б) постояннуюкинематическую связь между клапаном, толкателем и кулачком во время движениятолкателя с отрицательным ускорением.
Плотная посадкавыпускного клапана обеспечивается при:
/>
где /> - площадь горловиныклапана.
/> и /> - давление газов соответственно ввыпускном трубопроводе и в цилиндре при впуске.
Плотная посадка впускногоклапана обеспечивается при:
/>
где /> и /> - давление газовсоответственно во впускном трубопроводе и в цилиндре при выпуске.
Кинематическая связьмежду деталями клапанного механизма обеспечивается при:
/>,
где /> - коэффициент запаса,равны 1,5.
/> - суммарная масса клапанногомеханизма, приведенная к клапану, равная 0,28 кг.
/> - текущее ускорение клапана.
Расчёт зависимости /> для впускногои выпускного клапанов приведен соответственно в таблице 4.5 и таблице 4.6 Порезультатам расчёта
/> и/>/>
были построенызависимости
/>
для впускного ивыпускного клапанов приведенные на рисунках и
Таблица Зависимость /> для впускногоклапанаhT fT p 0,989 -89,92177 37,76714 1,433 -95,28562 40,01996 2,127 -103,6631 43,53849 2,755 -111,2524 46,72601 3,314 -117,9959 49,55827 3,798 -123,8423 52,01375 4,204 -128,7471 54,07377 4,529 -132,673 55,72268 4,770 -135,5903 56,94793 4,926 -137,4767 57,74021 4,996 -138,3179 58,0935 5,000 -138,3652 58,11
Таблица Зависимость /> для выпускногоклапанаhT fT p 0,728 -67,1293 28,194 1,021 -70,6658 29,680 1,687 -78,708 33,057 2,303 -86,1518 36,184 2,865 -92,9407 39,035 3,369 -99,0229 41,590 3,810 -104,352 43,828 4,186 -108,888 45,733 4,493 -112,596 47,290 4,729 -115,448 48,488 4,892 -117,423 49,318 4,982 -118,504 49,772 5,000 -118,725 49,865
Расчёт параметров пружинывпускного клапана.
Из рисунка находимпредварительную затяжку пружин впускного клапана
/>
полную деформацию пружин
/>
Тогда жесткость пружин:
/>
Принимаем средниедиаметры и диаметры проволоки для пружины:
/>28 мм; />3 мм
Число рабочих витковпружины:
/>
Где /> - модуль упругостивторого порядка, равный /> Па
/> - максимальная сила действующаяна пружину.
Полное число витков пружины
/>
Шаг витка пружины всвободном состоянии.
/>
где /> - наименьший зазормежду витками пружины при полностью открытом клапане.
Длина пружины приполностью открытом клапане
/>
Длина пружины призакрытом клапане:
/> мм
Длина пружины в свободномсостоянии:
/> мм
Максимальное касательноенапряжение возникающее в пружине.
/> МПа
где K’ – коэффициент, учитывающийнеравномерное распределение напряжений по поперечному сечению витка пружины иравный 1,17.
где K’ – коэффициент, учитывающийнеравномерное распределение напряжений по поперечному сечению витка пружины иравный 1,17.
Минимальное напряжение,возникающее в пружине при закрытом клапане:
/> МПа
Среднее напряжение иамплитуда напряжения в пружине:
/>МПа.
/>МПа
Запас прочности пружины:/>
/>
Где /> - коэффициентприведения ассиметричного цикла к равноопасному симметричному циклу прикасательных напряжениях равный 0,2.
/> -предел усталости материала пружиныпри кручении, равный 350 МПа.
Так как полученные запасыпрочности пружины превышают допускаемые, то можно сделать вывод о правильномпроектировании пружины впускного клапана.
Для обеспечениянормальных радиальных зазоров между направляющей втулкой и пружиной, размерыпружины должны удовлетворять следующим требованиям:
/>
Во избежании резонансачисло собственных свободных колебаний пружины должно быть больше частотывращения распределительного вала.
Частота собственныхсвободных колебаний пружины:
/>.
Расчёт параметров пружинывыпускного клапана.
Из рисунка находимпредварительную затяжку пружин впускного клапана
/>
и полную деформациюпружин
/>
Тогда жесткость пружин:
/>
Принимаем средниедиаметры и диаметры проволоки для пружины:
/>28 мм; />3 мм
Число рабочих витковпружины:
/>
Где /> - модуль упругостивторого порядка, равный /> Па
/> - максимальная сила действующаяна пружину.
Полное число витковпружины:
/>
Шаг витка пружины всвободном состоянии.
/>,
где /> - наименьший зазормежду витками пружины при полностью открытом клапане.
Длина пружины приполностью открытом клапане
/>
Длина пружины призакрытом клапане:
/> мм
Длина пружины в свободномсостоянии:
/> мм
Максимальное касательноенапряжение возникающее в пружине.
/> МПа,
где K’ – коэффициент, учитывающийнеравномерное распределение напряжений по поперечному сечению витка пружины иравный 1,17.
Минимальное напряжение,возникающее в пружине при закрытом клапане:
/> МПа
Среднее напряжение иамплитуда напряжения в пружине:
/>МПа.
/>МПа
Запас прочности пружины
/>
Где /> - коэффициентприведения ассиметричного цикла к равноопасному симметричному циклу прикасательных напряжениях .
/> -предел усталости материалапружины при кручении, равный 350 МПа.
Так как полученные запасыпрочности для пружины превышают допускаемые, то можно сделать вывод оправильном проектировании пружин впускного клапана.
Для обеспечениянормальных радиальных зазоров между направляющей втулкой и пружиной, размерыпружины должны удовлетворять следующим требованиям:
/>
Во избежании резонансачисло собственных свободных колебаний пружин должно быть больше частотывращения распределительного вала.
Частота собственныхсвободных колебаний наружной пружины:
/>
Расчёт распределительноговала.
Наибольшая силапередается на кулачок от выпускного клапана в начальный период его открытия:
/>
Где /> - сила упругости пружинпри закрытом клапане.
/> - давление в цилиндре в моментначала открытия выпускного клапана для расчётного режима, МПа.
/> -давление в выпускномтрубопроводе.
/> - наружный диаметр тарелкивыпускного клапана.
/> - угловая частота вращенияраспределительного вала.
Стрела прогиба:
/>,
где l – расстояние между опорами вала.
а и b расстояние от опор до точки приложениясилы />.
/> - наружный и внутренний диаметрыраспределительного вала.
Величина прогиба недолжна превышать 0,02 – 0,05 мм.
Напряжение смятия,возникающее в местах контакта рабочих поверхностей кулачка и толкателя:
/>,
где /> - ширина кулачка.
Допускаемые напряжениясмятия 1200 МПа.
Оценка желательности конструкции
Для оценкиперспективности спроектированного тракторного дизеля сравним его технико –экономические показатели с показателями лучших мировых аналогов. Такоесравнение приведено в таблице
Таблица .1. Технико –экономических показатели автомобилных 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 Показатели желательности конструкций дизелей 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 показателиавтомобильных дизелей
Для оценкиперспективности спроектированного тракторного дизеля сравним его технико –экономические показатели с показателями лучших мировых аналогов. Такоесравнение приведено в таблице
Таблица Технико –экономических показатели 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
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
1. Был сконструировандвигатель на базе дизеля ЯМЗ-238, мощностью Ne=400 кВт при частоте вращения коленчатого вала n=2100 мин/>.
2. Был произведенрасчет рабочего процесса, были получены следующие эффективные показатели:эффективный КПД — удельный эффективным расход топлива-
3. Был проведендинамический расчёт, расчёт показал, что все динамические реакции не превышаютдопустимых уровней, а степень неравномерности вращения коленчатого вала непревышает допускаемой.
4. Был выполненрасчет деталей шатунно-поршневой группы, в результате было установлено, что всенапряжения, деформации и запасы прочности лежат в допустимых пределах, чтоявляется залогом надежной и долговечной работы дизеля.
5. В результатевыполненного спецзадания, для данного дизеля была спроектирована четырёхклапанная головка цилиндров и поршень с масляным охлаждением.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Методические указания к курсовойработе «Динамический расчёт кривошипно шатунного механизма двигателя» по курсу ”Динамика ДВС”./Сост. Ф.И. Абрамчук, И.Д. Васильченко, П.П. Мищенко. –Харьков: ХПИ, 19998. – 62 с.
2 Методические указания подинамическому расчёту кривошипно – шатунного механизма двигателя на ЭВМ./Сост.Я.И. Драбкин, П.П. Мищенко. – Харьков: ХПИ,2007.
3.Пильов В.О. Автоматизованепроектування поршнів швидкохідних дизелів із заданим рівнем тривалої міцності: Монографія. – Харків: Видавничий центрНТУ”ХПІ”,2001. – 332 с.
4. Е.Я Тур, К.Б. Серебряков, Л.А.Жолобов «Устройство автомобиля» М.: Машиностроение 2001г.