силовые агрегаты

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ 4
1.1 Исходные данные к расчету двигателя 4
1.2 Состав топлива и некоторые его характеристики 4
1.3 Расчет характеристик рабочего тела 5
1.4 Расчет процессов газообмена 6
1.5 Расчет процесса сжатия 7
1.6 Расчет процесса сгорания 7
1.7 Расчет процесса расширения 9
1.8 Определение индикаторных показателей двигателя 9
1.9 Механические потери и эффективные показатели двигателя 10
1.10 Определение размеров цилиндра 11
1.11 Итоговая таблица основных показателей и параметров двигателя 11
1.12 Построение индикаторной диаграммы 12
2. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА ДВИГАТЕЛЯ 13
2.1. Исходные данные к динамическому расчету двигателя 13
2.2. Выбор масштабов 14
2.3. Индикаторная диаграмма 14
2.4. Диаграмма сил давления газов РГ, развернутая по углу поворота коленчатого вала 15
2.5. Выбор масс деталей кривошипно-шатунного механизма 16
2.6. Диаграмма удельных сил инерции Рj возвратно-поступательно движущихся масс кривошипного механизма 16
2.7. Диаграмма суммарной силы Р действующей на поршень 17
2.8. Диаграмма сил N, K и Т 17
2.9. Полярная диаграмма сил Rшш действующей на шатунную шейку коленчатого вала 19
2.10. Диаграмма износа шатунной шейки 20
2.11. Диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента 21
2.12. Анализ уравновешенности двигателя 23
3. КОНСТРУКТИВНАЯ РАЗРАБОТКА И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 24
3.1.Поршневая группа 24
3.1.1. Поршень 25
3.1.2. Поршневой палец 27
3.1.3 Поршневые кольца 29
3.2. Шатунная группа 30
3.2.1. Поршневая головка шатуна 34
3.2.2. Стержень шатуна 36
3.2.3. Шатунные болты 37
3.3. Корпус двигателя 40
3.3.1. Блок цилиндров и картер двигателя 40
3.3.2. Газовый стык 41
3.4. Определение действительного момента инерции маховика 43
3.5. Механизм газораспределения 44
3.5.1. Определение проходных сечений 46
3.5.2. Профилирование кулачков 47
3.5.3. Определение характеристики пружинного узла 48
3.5.4 Определение конструктивных параметров клапанной пружины 49
3.6. Система смазывания 52
3.6.1. Масляный насос 52
3.7. Система охлаждения 54
3.7.1. Расчет радиатора 54
ЛИТЕРАТУРА 56

1.3 Расчет характеристик рабочего тела

1.3.1. Количество свежей смеси
Количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания топлива:

1.3.2. Суммарное число свежей смеси:

М1 =   L0 = 1.46  0.498 = 0.7271 кмоль/кгт.

1.3.3. Состав и количество продуктов сгорания

Суммарное число кмолей продуктов сгорания:

М2 = МСО + МСО2 + МН2 + МН2О + МN2;

М2 = 0.0727 + 0.0481 + 0.0640 + 0.5744 = 0.7592 кмоль.

1.3.4. Мольные или объёмные доли компонентов продуктов сгорания:

Проверка: ri = 0.0957 + 0.0634 + 0.0843 + 0.7566 = 1.0.
1.3.5. Теоретический коэффициент молекулярного изменения:


1.4 Расчет процессов газообмена

Исходные данные к расчету процессов газообмена

Параметр
Значение
1
Давление остаточных газов
рr = 0,12 МПа
2
Температура остаточных газов
Tr = 800 К
3
Подогрев свежего заряда на впуске
ΔТ = 15 К
4
Суммарный фактор сопротивления впускного тракта
(β2 + ξ) = 2,8
5
Средняя за процесс впуска скорость смеси в наименьшем сечении впускного тракта
W = 65 м/с
6
Отношение теплоемкости остаточных газов к теплоемкости свежего заряда
 = 1,01
7
Коэффициент дозарядки
φ1 =1,03

1.4.1. Условия на впуске
Атмосферное давление р0 и температура воздуха на входе в двигатель Т0:
р0 = 0.1 МПа;
Т0 = 298 К.
Плотность заряда на впуске:

где R = 287 Дж/кгК – газовая постоянная для воздуха.

1.4.2. Давление в конце впуска.
Давление в конце впуска определяется величиной гидравлических потерь ра во впускном трубопроводе:

ра = р0 - ра = 0,1 – 0,0069 = 0,0931 МПа.

1.4.3. Коэффициент остаточных газов.

1.4.4. Температура конца впуска.
...

1.6 Расчет процесса сгорания

1.6.1. Определение теплоты сгорания рабочей смеси.

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

1.6.2. Коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания.
Из диапазона Z = 0,7…0,85 для дизельных двигателей с неразделённой камерой сгорания и с учетом всех факторов способствующих усилению теплоотдачи от заряда к стенкам КС в процессе сгорания принимаем Z = 0,75.
1.6.3. Уравнение 1 – го закона термодинамики для процесса сгорания для цикла со смешанным подводом теплоты.

UC – внутренняя энергия 1 кмоля воздуха при Т = ТС в МДж/кмоль;
UC” – внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгорания при Т = ТС;
UZ” – внутренняя энергия 1 кмоля продуктов сгорания при Т = ТZ.
 = рz/pc – степень повышения давления при V = const;
рz = 1.8  5,03 = 9,05 МПа.
...

1.12 Построение индикаторной диаграммы

Построение индикаторной диаграммы производится по данным теплового расчета в координатах: давление (р), ход поршня (S).
Выбор масштабов.
а) По оси ординат (масштаб давлений):
mP = 0.05 МПа/мм.
б) По оси абсцисс (масштаб хода поршня):
mS = 1.0 мм хода/мм.
Отрезок Sc. выраженный в мм хода поршня, косвенно характеризующий объем камеры сгорания:

Ход поршня эквивалентный полному объему цилиндра:
Sa = S + Sc = 96 + 5.5 = 101.5 мм.
...

2.1. Исходные данные к динамическому расчету двигателя

Исходными данными для динамического расчета двигателя являются данные технического задания, а также результаты выполненного теплового расчета.
1. Номинальная частота вращения коленчатого вала n = 3000 мин-1. По ней определяем угловую скорость КВ:

2. Число цилиндров и их расположение – Р6.
3. Степень сжатия двигателя  = 18.4.
4. Рабочий объем цилиндра двигателя:

5. Объем камеры сжатия (сгорания):

6. Диаметр цилиндра D = 107 мм.
7. Площадь поршня (площадь днища поршня):

8. Ход поршня S = 96 мм.
9. Ход поршня, эквивалентный объему камеры сгорания:

10. Радиус кривошипа:

11. Коэффициент короткоходности:
K = S/D = 96/107 = 0,897.
12. Критерий кинематического подобия:

2.2. Выбор масштабов

Выбор масштабов определяется величиной хода поршня S и максимального действительного давления цикла рzд.
...

Выбор масштабов.
а) По оси ординат (масштаб давлений):
mP = 0.05 МПа/мм.
б) По оси абсцисс (масштаб хода поршня):
mS = 1.0 мм хода/мм.
Отрезок Sc. выраженный в мм хода поршня, косвенно характеризующий объем камеры сгорания:

Ход поршня эквивалентный полному объему цилиндра:
Sa = S + Sc = 96 + 5.5 = 101.5 мм.
...

2.4. Диаграмма сил давления газов РГ, развернутая по углу поворота коленчатого вала

Эта диаграмма представляет собой график избыточных давлений газов на поршень. Её строим в том же масштабе, что и индикаторную диаграмму.
Для построения развернутой диаграммы Рг на индикаторной диаграмме находим ординаты, соответствующие различным положениям коленчатого вала, от 0 до 720, через каждые 30. В интервале от 360 до 390 ординаты определяются через 10.
Связь между углом поворота коленчатого вала и перемещением поршня определяем графически, с учетом поправки на конечную длину шатуна (поправки Брикса). Для этого под индикаторной диаграммой из точки О радиусом (S/2)ms проводим полуокружность. Затем от центра полуокружности в сторону НМТ откладываем отрезок ОО1, равный (r/2)ms. Значения  принимаем по прототипу. Полуокружность из центра О1 делим лучами с интервалом 30. Из точек, полученных на полуокружности, проводим вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы.
...

2.5. Выбор масс деталей кривошипно-шатунного механизма

Массы деталей КШМ определяют значения сил инерции, действующих в КШМ. При выполнении динамического расчета двигателя массы mп и mш принимаем по данным прототипов или по средним статистическим данным. Точно также задаемся отношением lшк/lш, необходимым для замены массы шатуна mш двумя сосредоточенными массами mшп и mшк.
Для приближенного определения mп и mш удобно пользоваться понятием конструктивных масс m = m/Fп, кг/м2 (Fп – площадь поршня), которые являются функцией диаметра цилиндра D.
...

2.7. Диаграмма суммарной силы Р действующей на поршень

Ординаты этой силы получаем алгебраическим сложением ординат сил РГ и Рj:
Р = Рг + Рj.
Суммарная сила Р, как и силы Рг и Рj, направлена по оси цилиндра и приложена к оси поршневого пальца.
Форма диаграммы суммарной силы зависит от соотношения между ординатами Рг и Рj. С увеличением силы Pj кривая P сильнее прогибается вниз и два раза пересекает ось абсцисс между 9 и 10 точками и вблизи ВМТ, причем последняя точка пересечения может располагаться как слева, так и вблизи ВМТ.
При малых значениях силы Pj и больших давлениях газов в конце такта сжатия, что характерно для тихоходных дизелей, суммарная сила Р может и не пересекать ось абсцисс на этом участке.
Для более точного определения характера силы Р при суммировании сил Рг и Рj между 11-й и 12-й и между 12-й и 13-й точками берем по две промежуточные точки, обозначая их соответственно 11, 11, 12, 12.
Обводим кривую Р сплошной линией, более жирной, чем кривая РГ.
...

2.8. Диаграмма сил N, K и Т

Воздействие от силы Р передается на стенки цилиндра перпендикулярно его оси и на шатун по направлению его оси.
Сила N, действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:

где - угол отклонения шатуна.
Нормальная сила N считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси КВ направлен в сторону, противоположную вращению вала двигателя.
Сила S, действующая вдоль оси шатуна и передающаяся далее кривошипу, считается положительной, если она сжимает стержень шатуна и отрицательной если она его растягивает:

Сила S, перенесенная на сопряжение шатун-кривошип, раскладывается на две составляющие:
• нормальную силу К, направленную по радиусу кривошипа:

• тангенциальную силу Т, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа:

где - угол поворота кривошипа, - угол отклонения шатуна.
Сила К считается положительной, если она сжимает щеки коленвала.
...

2.9. Полярная диаграмма сил Rшш действующей на шатунную шейку коленчатого вала

Полярная диаграмма показывает величину и направление силы Rшш. Она представляет собой геометрическую сумму силы S, действующей вдоль оси шатуна, и силу Кrш (центробежной силы, создаваемой массой mшк) направленной по радиусу кривошипа:

Учитывая, что сила S равна геометрической сумме сил К и Т, равенство принимает вид:

Геометрическое место конца вектора представляет собой полярную диаграмму, ориентированную относительно кривошипа неподвижного КВ, вращение которого заменяется вращением цилиндра в обратную сторону.
Первоначально строим полярную диаграмму силы S, откладывая в прямоугольных координатах с полюсом О значения сил К и Т для различных углов  ПКВ и получая соответствующие им точки конца вектора S.
...

2.10. Диаграмма износа шатунной шейки

Пользуясь полярной диаграммой силы, действующей на шатунную шейку, проводим построение диаграммы износа шатунной шейки, с целью определения зоны, в которой следует располагать канал подвода масла к шатунному подшипнику.
Построение этой диаграммы основывается на предположении, что износ шейки пропорционален величине вектора силы Rшш и распространяется на дугу протяженностью 120, расположенную симметрично относительно точки приложения этого вектора. При этом коррозионный и эрозионный износы не учитываются.
Построение диаграммы производится в следующем порядке:
• строим вспомогательная окружность, радиусом 0 = 80 мм;
• на эту окружность переносим ограничительный сектор, образованный предельными касательными к полярной диаграмме.
...

2.11. Диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента

В многоцилиндровых двигателях кривошипы КВ воспринимают тангенциальные усилия, которые создают скручивающие моменты. Эти моменты суммируются последовательно по длине вала и дают на его хвостовике (в месте отбора мощности) суммарный индикаторный крутящий момент двигателя Мi.
Т.к. величина и характер крутящих моментов по углу ПКВ для всех цилиндров двигателя одинаковы, то для определения суммарного индикаторного крутящего момента двигателя достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра.
Величина суммарного индикаторного крутящего момента Мi определяется графическим суммированием крутящих моментов Мiц от каждого цилиндра, действующих на КВ при данном значении его угла поворота . При этом кривые для отдельных цилиндров сдвинуты друг относительно друга на угловой интервал , соответствующий интервалу между рабочими ходами в отдельных цилиндрах.
...

2.12. Анализ уравновешенности двигателя

Шестицилиндровый четырехтактный линейный двигатель имеет пространственный коленчатый вал с углом между кривошипами 120 при четырех возможных порядках работы. Наиболее востребованными из них являются: 1 – 5 – 3 – 6 – 2 – 4 – 1; 1 – 4 – 2 – 6 – 3 – 5 – 1.
Коленчатый вал самоуравновешен и Кr = 0; Mr = 0.
Силы инерции первого и второго порядков, так же как и центробежные силы, уравновешены и не создают неуравновешенных моментов:

PjI = PjI(1) + PjI(2) + PjI(3) + PjI(4) + PjI(5) + PjI(6) = Ccos + Ccos(+240) + Ccos(+120) + Ccos(+120) + Ccos(+240) + Ccos = 0;

PjII = PjII(1) + PjII(2) + PjII(3) + PjII(4) + PjII(5) + PjII(6) = Ccos2 + Ccos2(+240) + Ccos2(+120) + Ccos2(+120) + Ccos2(+240) + Ccos2 = 0;

MjI(0) = PjI(1)2.5a + PjI(2)1.5a + PjI(3)0.5a + PjI(4)0.5a + PjI(5)2.5a + PjI(6)0.5a = 0;

MjII(0) = PjII(1)2.5a + PjII(2)1.5a + PjII(3)0.5a + PjII(4)0.5a + PjII(5)2.5a + PjII(6)0.5a = 0.
...

3. КОНСТРУКТИВНАЯ РАЗРАБОТКА И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

3.1.Поршневая группа

Поршневая группа включает в себя поршень, поршневые кольца (уплотнительные и маслосъёмные), поршневой палец и элементы, ограничивающие его осевое перемещения (для пальца плавающего типа).
Для предотвращения утечек рабочего тела из камеры сгорания в картер используются компрессионные кольца, образующие лабиринтное уплотнение надпоршневого пространства.
Так как для уменьшения потерь на трение стенки цилиндра со стороны картера орошаются маслом, то для предупреждения попадания избыточного количества масла со стенок цилиндра в камеру сгорания используются маслосъёмные кольца.
Поверхности деталей поршневой группы, формирующие объем камеры сгорания, подвергаются интенсивному эрозионному и коррозионному износу, а контактирующие поверхности сопряженных подвижных элементов, движущихся с большими относительными скоростями в условиях ограниченной смазки в присутствии абразива, подвержены механическому износу.
...

3.1.2. Поршневой палец

Поршневой палец служит для шарнирного соединения поршня с шатуном. Он выполнен пустотелым и изготовлен из стали 40Х. Наружная поверхность пальца цементирована.
Поршневой палец плавающего типа, может свободно проворачиваться как в верхней головке шатуна, так и в бобышках поршня. От продольных перемещений, в результате которых могут возникнуть задиры на стенках цилиндров поршневой палец удерживается в бобышках поршня с помощью двух стопорных колец, вставляемых в кольцевые проточки.
Оценка работоспособности поршневого пальца дизеля при принятых его конструктивных размерах проводится на режиме номинальной мощности (Ne, ne).
Правильность выбора наружного диаметра пальца dп проверяется по допускаемым удельным давлениям в бобышках поршня qб и в поршневой головке шатуна qш, определяющим их износостойкость.
Принимаем: dп = 39 мм; lб = 26 мм; а = 42 мм.

Тогда:

где:

Р = 8,950,009 – 0,65171,20,0090,048314.22(1 + 0.28)10-6 = 0.
...

3.1.3 Поршневые кольца

Функциональное назначение поршневых колец заключается в герметизации надпоршневого пространства за счет создания системой колец совместно с элементами уплотняющего пояса лабиринтного уплотнения. Через них также осуществляется отвод основной доли теплоты от поршня в стенки цилиндра.
На каждом поршне установлено три кольца: два компрессионных изготовленных из специального чугуна (верхнее хромированное с бочкообразной наружной поверхностью, нижнее – скребкового типа) и одно маслосъемное с хромированными рабочими кромками и разжимной витой пружиной.
Высоту кольца принимаем равной b = 2.5 мм.
Радиальная толщина кольца t = (0.04…0.045)D = 4.28…4.82 мм.
Принимаем t = 4.65 мм, D/t = 23.
Величина относительного пружинения кольца S0/t = 3…4.
Среднее по периметру значение давления кольца (МПа) на зеркало цилиндра определяется по уравнению для бруса малой кривизны:

где:
 – коэффициент, определяемый формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра.
...

3.2. Шатунная группа

В состав шатунной группы входят: шатун со съёмной крышкой кривошипной головки, шатунные вкладыши, шатунные болты с элементами их фиксации.
Условия работы шатуна – интенсивные знакопеременные нагрузки от газовых и инерциальных сил и повышенные температуры. Материал и конструкция шатуна должны обеспечивать высокую его усталостную прочность и максимальную жесткость при малой конструктивной массе.
Шатуны состоят из трех конструктивных элементов: поршневой головки, стержня и кривошипной головки со съемной крышкой.
Для изготовления шатунов используют сталь 40Х. Заготовки шатунов получают ковкой в штампах и подвергают механической и термической обработке.
В зависимости от компоновки двигателя шатуны могут выполняться одинарными и сочлененными. В данном случае применена одинарная конструкция шатуна. В V – образных двигателях на одной шатунной шейке последовательно располагаются кривошипные головки шатунов двух противолежащих цилиндров.
...

1. Автомобильные двигатели: Курсовое проектирование: учеб. Пособие для студ. учреждений высш. проф. Образования / М.Г.Шатров, И.В.Алексеев, С.Н.Богданов и др.; под ред. М.Г.Шатрова – 2-е изд., испр. – М.: Издательский центр «Академия», 2012.
2. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учеб.пособие для вузов. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 2002.
3. Учебное пособие по курсовому проектированию двигателей внутреннего сгорания. Ч. 1. Методика выполнения прочностных расчетов и разработка конструкции ДВС/ И.В. Алексеев, С.Н. Богданов, С.А. Пришвин и др.; МАДИ (ГТУ). – М., 2004.
4. Учебное пособие по курсовому проектированию двигателей внутреннего сгорания. Ч. 2. Методика выполнения прочностных расчетов и разработка конструкции ДВС/ И.В. Алексеев, С.Н. Богданов, С.А. Пришвин и др.; МАДИ (ГТУ). – М., 2006.
5. Учебное пособие по курсовому проектированию двигателей внутреннего сгорания. Ч. 3. Методика выполнения прочностных расчетов и разработка конструкции ДВС/ И.В. Алексеев, С.Н. Богданов, С.А. Пришвин и др.; МАДИ (ГТУ). – М., 2006.