Двигатель дизельный

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость новой

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

Введение

1. Исходные данные

2. Тепловой расчет

2.1 Выбор расчетных параметров

2.2 Параметры рабочего тела

2.3 Параметры процесса газообмена

2.4 Параметры процесса сжатия

2.5 Параметры процесса сгорания

2.6 Параметры процесса расширения

2.7 Параметры, характеризующие рабочий цикл

2.8 Основные размеры цилиндра

2.9 Уточнение параметров и показателей двигателя для выбранных размеров S и D

2. 10 Расчет индикаторной диаграммы

3. Расчет кинематики и динамики КШМ

3.1 Кинематика поршня

3.2 Приведенные массы элементов КШМ

3.3 Расчет сил

3.4 Расчет диаграммы износа шатунной шейки

3.5 Расчет суммарного крутящего момента

3.6 Расчет маховика

3.7 Анализ неуравновешенности и уравновешение двигателя

4. Расчет основных деталей двигателя

4.1 Расчет уплотнительного поршневого кольца

4.2 Расчет поршневого пальца

4.3 Расчет шатунных болтов

5. 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: Ne=150 кВт.

Частота вращения: n=2100 об/мин.

Количество цилиндров: i=6.

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

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

Отношение S/D=1,17.

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

Четырёхтактный дизельный двигатель.

топливо двигатель кинематика кривошипный

2. Тепловой расчёт

2.1 Выбор расчётных параметров

Характеристика дизельного топлива

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

Ё Молекулярная масса: mт=190 кг/кмоль.

Ё Низшая теплота сгорания: Нu=10 150 ккал/кг.

Давление и температура окружающей среды

ро=1,03 кг/см2, to=20 Соо=293 К).

Температура остаточных газов для дизелей

Тr=850 К.

Коэффициент использования теплоты в точке z

?z=0,7.

Коэффициент использования теплоты в точке b

?b=0,9.

Механический КПД для дизеля без наддува

?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 ?> 1

Количество продуктов сгорания при условии, что сгорание 1 кг топлива происходит с ?=1

кмоль. (3)

Количество продуктов сгорания 1 кг топлива при заданном ?

кмоль. (4)

Отношение количества продуктов сгорания при ?=1 к количеству их при заданном ?

. (5)

Объёмная доля избыточного воздуха в продуктах сгорания

. (6)

Сумма объёмных долей продуктов сгорания при ?=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]

pk=1,5 кг/ см2;

Давление в начале сжатия ра 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 рr оценивают на основании опытных данных.

В двигателях с наддувом:

кг/см2.

кг/см2. (10)

Коэффициент наполнения

, (11)

где ?сз — коэффициент дозарядки;

?оч — коэффициент очистки, учитывающий уменьшение остаточных газов при продувке;

? — коэффициент, учитывающий различия в теплоемкостях рабочей смеси при температуре Та и остаточных газов при Тr;

?Т — величина подогрева свежего заряда.

Принимаем: ?сз=?=1,

для наддувных двигателей ,

величина подогрева свежего заряда? Т=5оС.

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 Тс определяют из системы уравнений (при ?> 1)

, (15)

. (16)

Коэффициенты

, (17)

. (18)

При ta=95,76oC 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 (tc=621,2 oC).

ккал/кмоль,

ккал/кмоль.

Подставим в уравнение

, т. е.

В=-450,8.

Зададим n1=1,36.

Тогда К, (tc=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, (tc=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 tс=741,33oC 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=14 296,72.

Зададим tz=1600 oC.

ккал/кмоль,

ккал/кмоль.

Подставим

,

Т.е. В1=13 794,64.

Зададим tz=1700 oC.

ккал/кмоль,

ккал/кмоль.

Подставим

,

Т.е. В1=14 744,42.

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

Степень предварительного расширения

. (23)

2.6 Параметры процесса расширения

Степень последующего расширения

. (24)

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

(25)

. (26)

При tz=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, (Тb=1165,8 K).

Давление в конце расширения

кг/см2. (27)

2.7 Параметры, характеризующие рабочий цикл

Расчетное среднее индикаторное давление карбюраторного двигателя

(28)

Действительное среднее индикаторное давление

, (29)

где ?п — коэффициент полноты диаграммы, учитывающий уменьшение площади диаграммы.

?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)

2.8 Основные размеры цилиндра

Рабочий объем цилиндра

л. (35)

Диаметр цилиндра

дм. (36)

Ход поршня

дм. (37)

2.9 Уточнение параметров и показателей двигателя для выбранных размеров D и S

Площадь поршня

Fп = ?D2/4 = 3,14 1202/4 = 11 310 мм2. (38)

Рабочий объем цилиндра

Vh = FпS/106 = 11 310 140/106 = 1,583 л. (39)

Объем камеры сгорания

Vс = Vh/(e-1) = 1,583/(16−1) = 0,106л. (40)

Полный объем цилиндра

Va = Vh + Vc = 1,583 + 0,106 = 1,689 л. (41)

Скорость поршня

сm = Sn/(3104) = 1 402 000/3104 = 9,3 м/с. (42)

Эффективная мощность двигателя

Ne = penVhi/(30t) = 0,85 920 001,5836/(304) = 136,06кВт. (43)

Поршневая мощность двигателя

Nп = 104Ne/(iFп) = 104136,06/(611 310)= 20,05 кВт/дм2. (44)

Литровая мощность двигателя

Nл = Ne/(iVh) = 136,06/(61,583) = 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 = Vс + Fп h/106. (47)

Давление в цилиндре при сжатии

p = рa(Va/V)n1. (48)

Давление в цилиндре при расширении

p = рв(Va/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

?

h, мм

V, л

Va/V

р, МПА

сжатие

расширение

сжатие

расширение

180?

540?

140,00

1,69

1,000

0,14

0,45

190?

530?

139,15

1,68

1,01

0,14

0,45

200?

520?

136,62

1,65

1,02

0,14

0,46

210?

510?

132,42

1,60

1,05

0,15

0,48

220?

500?

126,60

1,54

1,10

0,16

0,50

230?

490?

119,22

1,45

1,16

0,17

0,54

240?

480?

110,40

1,35

1,25

0,19

0,59

250?

470?

100,30

1,24

1,36

0,21

0,65

260?

460?

89,14

1,11

1,52

0,24

0,74

270?

450?

77,21

0,98

1,73

0,29

0,87

280?

440?

64,83

0,84

2,01

0,35

1,05

290?

430?

52,42

0,70

2,42

0,45

1,30

300?

420?

40,40

0,56

3,00

0,60

1,69

310?

410?

29,23

0,44

3,87

0,84

2,30

320?

400?

19,35

0,32

5,21

1,24

3,29

330?

390?

11,18

0,23

7,28

1,92

4,92

340?

380?

5,06

0,16

10,37

3,07

7,54

350?

370?

1,28

0,12

14,07

4,59

9,00

360?

0,00

0,11

16,00

3,59

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

= n/30 = 2000/30 = 209,4 рад/c. (50)

Перемещение поршня

h = 103R[(1-cos?) + 0,25? (1-cos2?)]. (51)

Скорость поршня

v = R? (sin? + 0,5?sin2?). (52)

Ускорение поршня

j = R?2(cos? + ?cos2?). (53)

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

Таблица 2- Результаты расчета кинематики поршня

?, град

h, мм

V, м/с

j, м/с2

?, град

Знак

Величина

Знак

0

0,00

+

0,00

-

3703

360

10

1,28

+

3,06

-

3618

350

20

5,06

+

5,98

-

3370

340

30

11,18

+

8,64

-

2975

330

40

19,35

+

10,91

-

2462

320

50

29,23

+

12,72

-

1864

310

60

40,40

+

14,00

-

1219

300

70

52,42

+

14,75

-

566

290

80

64,83

+

14,95

-

-61

280

90

77,21

+

14,66

-

-632

270

100

89,14

+

13,92

-

-1127

260

110

100,30

+

12,81

-

-1534

250

120

110,40

+

11,39

-

-1851

240

130

119,22

+

9,74

-

-2083

230

140

126,60

+

7,94

-

-2242

220

150

132,42

+

6,02

-

-2343

210

160

136,62

+

4,04

-

-2401

200

170

139,15

+

2,03

-

-2430

190

180

140,00

+

0,00

-

-2438

180

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)

Ё масса поршневого комплекта mп. к=2•1,583=3,17 кг;

Ё масса шатуна mш=2,4•1,583=3,8 кг;

Ё масса кривошипа mк=3,3•1,583=5,22 кг.

Приведенные массы поршневой и кривошипной головок шатуна:

m1=0,28mш=0,28•3,8=1,06 кг; (57)

m2=mш-m1=3,8−1,06=2,74 кг. (58)

Величины ПДМ и ВДМ:

mj=mп. к+m1=3,17+1,06=4,23 кг; (59)

mR=mк+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 ?рг — избыточное давление газов (рг = p — p0)

Силы инерции ПДМ

, (64)

Суммарные силы, действующие на поршневой палец

. (65)

Составляющие суммарной силы:

Ё нормальная сила давления поршня на стенку цилиндра

; (66)

Ё сила, действующая на шатун

; (67)

Ё тангенциальная сила, действующая на шатунную шейку вала

; (68)

Ё радиальные силы, действующие на кривошип

; (69)

Ё 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

?

?Pг

Pj

P

N, кН

T, кН

K, кН

K?, кН

Q, кН

0

0,04

0,45

-16,2

-15,8

0,00

0,0

-15,8

-24,2

24,2

10

0,04

0,45

-15,8

-15,4

-0,67

-3,3

-15,0

-23,4

23,7

40

0,04

0,45

-10,5

-10,1

-1,64

-7,7

-6,7

-15,1

16,9

70

0,04

0,45

-2,0

-1,5

-0,36

-1,5

-0,2

-8,6

8,7

100

0,04

0,45

5,3

5,8

1,46

5,4

-2,4

-10,8

12,1

130

0,04

0,45

8,9

9,4

1,83

6,0

-7,4

-15,8

16,9

160

0,04

0,45

9,7

10,2

0,87

2,7

-9,9

-18,3

18,4

190

0,04

0,46

9,7

10,2

-0,44

-1,3

-10,1

-18,5

18,6

220

0,06

0,66

9,4

10,0

-1,64

-5,2

-8,7

-17,1

17,9

250

0,11

1,25

6,9

8,2

-1,98

-7,0

-4,7

-13,1

14,8

280

0,25

2,86

0,8

3,7

-0,93

-3,8

-0,3

-8,7

9,5

310

0,74

8,32

-7,8

0,5

-0,11

-0,5

0,3

-8,1

8,1

340

2,97

33,58

-14,7

18,9

-1,62

-8,0

17,2

8,8

11,9

370

8,90

100,66

-15,8

84,8

3,69

18,4

82,9

74,5

76,7

400

3,19

36,02

-10,5

25,5

4,15

19,6

16,9

8,5

21,3

430

1,20

13,62

-2,0

11,7

2,82

11,9

1,3

-7,1

13,9

460

0,64

7,27

5,3

12,6

3,20

11,8

-5,3

-13,7

18,1

490

0,44

4,97

8,9

13,9

2,71

8,9

-11,0

-19,4

21,3

520

0,36

4,10

9,7

13,8

1,19

3,6

-13,4

-21,8

22,1

550

0,35

3,99

9,7

13,7

-0,60

-1,8

-13,6

-22,0

22,1

580

0,35

3,99

9,4

13,4

-2,18

-6,9

-11,6

-20,1

21,2

610

0,15

1,70

6,9

8,6

-2,08

-7,4

-4,9

-13,3

15,2

640

0,10

1,13

0,8

1,9

-0,49

-2,0

-0,1

-8,5

8,8

670

0,05

0,57

-7,8

-7,2

1,41

6,4

-3,6

-12,0

13,6

700

0,00

0,00

-14,7

-14,7

1,26

6,2

-13,4

-21,8

22,6

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 qi — 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

?

Значения Q, кН для точек

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

10

23,68

23,68

24

40

16,92

16,92

17

70

8,71

8,71

9

100

12,12

12,12

12,1

12

130

16,92

16,92

16,9

17

160

18,45

18,45

18,4

18

190

18,58

18,58

19

19

220

17,92

17,92

18

18

250

14,82

14,82

15

15

280

9,46

9,46

9

9

310

8,15

8,15

8

8

340

11,88

34,3

11,9

12

12

12

370

76,71

76,7

76,7

76,7

400

21,3

21,3

21,33

21,3

430

13,86

13,86

13,9

13,9

460

18,13

18,13

18,1

18,1

490

21,34

21,34

21,3

21

520

22,09

22,09

22,1

22

550

22,10

22,10

22

22

580

21,21

21,21

21

21

610

15,23

15,23

15

15

640

8,78

8,78

9

9

670

13,58

13,58

13,6

14

700

22,64

22,64

22,6

23

?Qi

356,56

344,68

180,5

53,3

98,05

98,0

76,7

111,0

11,9

12

148

325

qi

0,23

0,22

0,1

0,0

0,06

0,1

0,0

0,1

0,0

0,01

0,09

0,21

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: 1 = 0о, 2 = 240о, 3 = 480о, 4 = 120о, 5 = 600о, 6 = 360о.

Период изменения суммарного крутящего момента составляет 120о.

Расчет суммарного крутящего момента выполняется для углов a=0…720о с шагом Da? = 10о 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

1

2

3

4

5

6

M?(?)=RT (?)

?

T1

?

T2

?

T3

?

T4

?

Т3

?

Т3п

0

0,00

240

-6,90

480

10,32

120

6,49

600

-7,09

360

0,00

0,20

10

-3,32

250

-7,02

490

8,93

130

6,02

610

-6,92

370

18,28

1,12

20

-6,00

260

-6,52

500

7,27

140

5,12

620

-5,96

380

29,24

1,62

30

-7,54

270

-5,37

510

5,47

150

3,96

630

-4,15

390

25,28

1,24

40

-7,70

280

-3,76

520

3,63

160

2,67

640

-1,63

400

19,51

0,89

50

-6,52

290

-2,03

530

1,81

170

1,34

650

1,30

410

15,19

0,78

60

-4,31

300

-0,74

540

0,00

180

0,00

660

4,20

420

12,81

0,84

70

-1,53

310

-0,48

550

-1,52

190

-1,34

670

6,52

430

11,90

0,95

80

1,28

320

-1,78

560

-3,00

200

-2,69

680

7,78

440

11,81

0,94

90

3,70

330

-4,71

570

-4,41

210

-4,01

690

7,67

450

11,94

0,71

100

5,42

340

-7,95

580

-5,65

220

-5,23

700

6,14

460

11,85

0,32

110

6,34

350

-7,53

590

-6,61

230

-6,25

710

3,42

470

11,32

0,05

120

6,49

360

0,00

600

-7,09

240

-6,90

720

0,00

480

10,32

0,20

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)

Мmax=1,62 кНм; Мmin=0,05кНм; М?= Мmax— Мmin=1,57 кН•м;

?=М?ср=1,57/0,82=1,91 (73)

кВт. (74)

Определим масштаб угла? и момента М?:

М?=0,5 о/мм; (75)

ММ=10,0 Н•м/мм. (76)

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

Н•м. (77)

3.6 Расчет маховика

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

Момент инерции маховика

кг•м2. (78)

Наружный и внутренний диаметры обода маховика предварительно принимаются по следующим конструктивным соотношениям [2]:

мм; мм. (79)-(80)

По условиям компоновки двигателя окончательно принимаем:

DM=350 мм; Dвн=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 ?=7,85•103 кг/м3 — плотность материала маховика.

Напряжения растяжения на поверхности расточки ступицы маховика

(84)

где ?=0,3 — коэффициент Пуассона материала маховика; Dс=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 = 120о, то амплитуды неуравновешенных сил и амплитуды неуравновешенных моментов этих сил равны нулю:

4. Расчёт основных деталей двигателя

4.1 Расчёт поршневого кольца

Выполнить расчет уплотнительного поршневого кольца дизеля с данными: D=120 мм. Материал кольца — легированный чугун, Е= 1,2?105 МПа, ?=0,25, ?=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 ао=3,75t=15 мм; минимальный зазор в замке во время работы двигателя аmin=0,1.

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

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

МПа, (89)

Допускаемые значения рср=0,11−0,4.

Напряжения изгиба:

в рабочем состоянии

МПа, (90)

при разведении замка

МПа. (91)

Допускаемые напряжения: [?max]=300−400 МПа, [?'max]=400−500 МПа. Таким образом, условия прочности выполняются.

Монтажный зазор в замке кольца (92)

мм, где? tk=225?C и? tц=100?С — температура кольца и цилиндра при работе двигателя.

4.2 Расчет поршневого пальца

Размеры пальца: dн=36 мм; do=15 мм; l=90 мм; b=42 мм; a=40. Материал — сталь 18Х2Н4МА. Механические свойства материала: ?в=1150 МПа; ?т=900 МПа; ?-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:

?u=300−500 МПа; ?=120−250 МПа; ?о=130−250 МПа.

Условие прочности выполняется.

Деформация пальца:

мм. (99)

Зазор в соединении палец — поршневая головка шатуна

мм. (100)

Условие ??0,5S выполняется.

4.3 Расчет шатунных болтов

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

Диаметр резьбовой части болтов принимается по /6/: do=0,2•78=14 мм. Шаг резьбы s=1,5 мм. Диаметр стержня болта dст=0,8do=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 ?=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 ?=0,1 — коэффициент трения при чисто обработанных поверхностях со смазкой; R=10 мм — средний радиус опорной поверхности головки болта.

Принимается Мкл=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

Наименование параметра

Обозначение параметра

Величина параметра

Номинальная мощность

Ne, кВт

135

Частота вращения

n, мин-1

200

Диаметр цилиндра

D, мм

120

Ход поршня

S, мм

140

Степень сжатия

?

16

Отношение

S/D

1,17

Длина шатуна

L, мм

341

Отношение R/L

?

0,206

Число и расположение цилиндров

6

Объем цилиндров

i?Vh, л

9,6

Среднее эффективное давление

рe, МПа

0,86

Максимальное давление сгорания

pz, МПа

9

Удельный расход топлива

ge, г/(кВт?ч)

165,1

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.

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

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

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

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

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

Показать Свернуть
Заполнить форму текущей работой