Курсовая работа: Расчет двигателя типа 6ЧН 2634

Расчет двигателя типа 6ЧН 26/34

Описание двигателя

Дизели устанавливаются на судах - перегружателях речного флота и на земснарядах в качестве приводов грунтовых насосов, а также поставляются для замены изношенных в дизельгенераторах.

Главный судовой дизель 6ЧН 26/34 с понижающим редуктором и пневматической системой дистанционного автоматизированного управления предназначен для установки на буксирах - кантовщиках и транспортно-крановых судах ограниченного района плавания для работы на винт регулируемого шага.

Общее устройство систем

Дизели четырехтактные, нереверсивные, с вертикальным однорядным расположением цилиндров, с непосредственным впрыском топлива, с газотурбинным наддувом и охлаждением наддувочного воздуха.

Дизель 6ЧНП 26/34 с понижающим редуктором устанавливается на судовой фундамент и жестко крепится к нему. Дизель оборудован местным постом управления и дистанционным автоматизированным управлением режимами.

Остов дизелей состоит из блок-картера и фундаментной рамы, скрепленных анкерными связями, образующих жесткую конструкцию, на которой смонтированы все остальные детали и узлы.

На переднем торце дизеля размещены: турбокомпрессор, охладитель наддувочного воздуха, фильтр топлива, насосы воды, масла, топливоподкачивающий и маслопрокачивающий насосы.

Со стороны заднего торца размещены: щит приборов, главный пусковой клапан, распределитель воздуха, механизм безопасности, регулятор скорости, привод распредвала.

На верхней части дизеля размещены крышки рабочих цилиндров, к которым крепятся: впускной коллектор, выпускной коллектор и коллектор отвода воды из крышек цилиндров.

На стороне управления дизелем размещены: распределительный вал, топливные насосы и их приводы, привод впускных и выпускных клапанов, механизм регулирования подачи топлива, тяга с защелками механизма безопасности и фильтр тонкой очистки масла.

На противоположной управлению стороне дизеля расположены: коллектор подачи охлаждающей воды к втулкам рабочих цилиндров, предохранительные противовзрывные клапаны, охладители масла и воды с регуляторами температуры прямого действия.

Коленчатый вал стальной. Со стороны переднего торца на коленчатом вале располагаются шестерни привода насосов воды и масла, с заднего торца - шестерня привода распределительного вала.

Для гашения колебаний и обеспечения необходимой степени неравномерности вращения коленчатого вала дизель 6ЧНП 26/34 имеет силиконовый демпфер, который одновременно является маховиком, а также составляет часть упругой муфты отбора мощности.

Поршень цельный, чугунный, охлаждаемый маслом.

Шатун стальной, штампованный с прямым разъемом нижней головки.

Турбокомпрессоры с фильтром - глушителем на входе.

Регулятор скорости гидравлический, непрямого действия, со встроенным серводвигателем и стоп-устройством.

Топливная система состоит из шестеренчатого топливоподкачивающего насоса с редукционным клапаном, сдвоенного фильтра тонкой очистки, отдельных топливных насосов высокого давления для каждого цилиндра и форсунок.

Система смазки циркуляционная, под давлением, со свободным сливом масла в раму и откачиванием в отдельно расположенный маслобак. На дизеле установлен двухсекционный масляный насос. Первая секция насоса - нагнетает масло через фильтры из маслобака в дизель, вторая секция - откачивает масло из картера в маслобак. Предпусковая прокачка дизеля маслом производится пневмоагрегатом, смонтированным на подмоторной раме. Фильтрация масла производится фильтром полнопоточным тонкой очистки со сменными фильтрующими элементами и центробежным фильтром, расположенным на маслобаке.

Система охлаждения дизеля водяная двухконтурная, состоит из двух водяных насосов внутреннего и внешнего контуров, охладителя наддувочного воздуха, охладителя масла, охладителя воды, регулятора температуры масла, регулятора температуры воды и расширительного бачка. Дизель и турбокомпрессор охлаждаются циркулирующей пресной водой внутреннего контура, а наддувочный воздух, масло и вода охлаждаются в охладителях воздуха, воды и масла проточной водой внешнего контура (забортной водой).

Система пуска пневматическая (сжатым воздухом давлением 25-30 кГс/см2) состоит из пусковых баллонов, главного пускового клапана, воздухораспределителя золотникового типа и пусковых клапанов на крышках цилиндров.

Средства контроля над работой дизеля и состоянием параметров расположены на щите приборов дизеля:

Манометры масла, топлива, наддувочного воздуха.

Термометры воды, выходящей из дизеля; масла, поступающего в дизель.

Система для измерения температуры выпускных газов на выходе из каждого цилиндра, перед турбокомпрессором и за турбокомпрессором.

Тахометр частоты вращения коленчатого вала.

Топливо для работы применяется дизельное марки Л по ГОСТ 305-82, моторное ДТ ГОСТ 1667-68 и мазут Ф5 ГОСТ 10585-75.

Масло в дизеле должно применяться марок М-10Г2ЦС, М10ДЦЛ20, М14ДЦЛ20 ГОСТ 12337-84. Заменителями указанных масел могут быть масла зарубежных фирм с классом вязкости SAE-30.

Охлаждающая жидкость внутреннего контура - пресная вода с временной жесткостью 1,5-3,0 мГм. экв/л. с добавлением антикоррозионной присадки.

Выбор исходных данных

Среднее эффективное давление P_е =1,4 МПа

Диаметр цилиндра D=26 см

Ход поршня S=34 см

Частота вращения коленчатого вала двигателя n=500 об/мин

Атмосферное давление P₀ =0,1013 МПа

Температура окружающей среды T₀ =293K

Давление наддува P_K =(0,15÷0,2)P_e =0,2*1,4=0,24МПа

Коэффициент избытка воздуха α=1,8÷2,2

Принимаем α=1,85

Коэффициент остаточных газов γ_г =0,01÷0,04

Принимаем γ_г =0,03

Коэффициент использования тепла в точке z: ξ_z =0,7÷0,85

Принимаем ξ_z =0,85

Коэффициент использования тепла в точке b: ξ_b =0,8÷0,92

Принимаем ξ_b =0,91

Коэффициент скругления индикаторной диаграммы ξ=0,96

Степень сжатия ε=12÷16 Принимаем ε=12,5

Степень повышения давления при сгорании λ=1,437

Механический к.п.д.: η_м =0,87÷0,94 Принимаем η_м =0,87

Температура отработавших газов Т_г =800К

Массовый состав топлива: C=0,865 кг/кг O=0,004 кг/кг

H=0,126 кг/кг S=0,005 кг/кг

Низшая теплота сгорания:

Q_н ^р =418, 7[81*C+300*H-26(O-S)-6(9*H+W)] кДж/кг

Q_н ^р =418, 7[81*0,865+300*0,126-26*(0,004-0,005)-6*(9*0,126+0)]=42303 кДж/кг

Показатель политропы сжатия n_К =1,75

Подогрев заряда от стенок цилиндра ΔT_а =10К

Снижение температуры в воздухоохладителе ΔT_охл =90К

Потеря давления в воздухоохладителе ΔP_охл =0,003 МПа

Расчёт процесса наполнения

Температура воздуха за компрессором

Температура воздуха перед двигателем

T_s =T_K -ΔT_охл =424,04-90=334,04K

Температура заряда к концу процесса наполнения

Давление воздуха перед двигателем

P_s =P_K -ΔP_охл =1,4-0,003=0,237 МПа

Давление заряда к концу процесса наполнения

P_a =k_a *P_s , k_a =0,97

k_a -коэффициент изменения давления при наполнении, зависящий от конструкции впускных органов и оборотности двигателя.

P_a =0,97*P_s =0,97*0,237=0,225 МПа

Коэффициент наполнения

Расчёт процесса сжатия

Средняя мольная теплоёмкость воздуха

C_x ^’ =a_v ^’ +b^’ T=19,26+0,0025T

Средняя мольная теплоёмкость чистых продуктов сгорания

C_x ^’’ =a_v ^’’ +b^’’ T=20,47+0,0036T

Средний показатель политропы сжатия

Принимаем n₁ =1,372 в первом приближении

Принимаем n₁ =1,372

Давление в конце сжатия

P_c =P_a *ε^{n 1} =0,225*12,5^1,372 =7,0916 МПа

Температура в конце сжатия

T_c =T_a * ε^{n 1-1} =357,3*12,5^1,372-1 =900,37К

Расчёт процесса сгорания

Количество воздуха для сгорания

Действительное количество воздуха для сгорания

L=αL₀ =1,85*0,4934=0,91509 кмоль/кг

Химический коэффициент молекулярного изменения

- изменение количества молей газов при сгорании 1 кг топлива

Действительный коэффициент молекулярного изменения

Доля топлива, сгоревшая в точке z

x_z = ξ_z / ξ_b =0,85/0,91=0,9341

Коэффициент молекулярного изменения в точке z

Постоянная топлива

Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси в точке z

25,82

Принимаем T_Z =1944 K

Максимальное давление сгорания

P_Z =λ*P_C =1,437*7,0916=10,1919 МПа

Расчёт процесса расширения

Степень последующего расширения

Степень предварительного расширения

Принимаем T_b =1137K

Средняя мольная изохорная теплоёмкость смеси продуктов сгорания и избыточного воздуха в конце расширения точки b

Средний показатель политропы расширения

Принимаем n₂ =1,2562; T_b =1137К

Давление в конце процесса расширения

Определение индикаторных показателей

Теоретическое среднее индикаторное давление

Действительное среднее индикаторное давление

P_i =P_i ^’ *ξ=1,6909*0,96=1,6232 МПа

Индикаторный удельный расход топлива

Индикаторный к.п.д.

Определение эффективных показателей

Среднее эффективное давление

P_e =P_i *η_м =1,6232*0,87=1,4122 МПа

Эффективный удельный расход топлива

g_e =g_i /η_м =0,1938/0,87=0,2228 кг/(кВт*ч)

Эффективный к.п.д.:

η_е = η_i *η_м =0,4353*0,87=0,3787

N_i =13,1*D² *S*z*P_e *n*i=13,1*0,26² *0,34*4*1,4*500*6=732,2 кВт

N_e =N_i *η_м =732,2*0,88=637,8 кВт

Расчет и построение теоретической индикаторной диаграммы

Длина индикаторной диаграммы L_V =228 мм

m_V =L_V /ε=228/12,5=18,24

Высота диаграммы L_P =112 мм

m_P = P_Z /L_p =10,1919/112=0,091

Полный объём цилиндра V_a =V_S +V_C =17+1,48=18,48 дм³

Рабочий объём цилиндра V_S =17 дм³

Объём камеры сгорания

дм³

Процесс сжатия

Процесс расширения

Ординаты политропы сжатия и расширения. Таблица.

Для процесса сжатия

Для процесса расширения

Динамический расчет

Динамика двигателя характеризуется теми силами, которые действуют в кривошипно-шатунном механизме. Этими силами являются силы давления газов и инерционные силы, возникающие при движении деталей. Инерционные силы, кроме величин ускорений движущихся деталей, зависят также от их массы.

Схема сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм двигателя

При работе двигателя суммарная сила, приложенная к центру поршневого пальца, представляет собой алгебраическую сумму силы P давления газов и сил инерции X поступательно движущихся частей:

F = P ± X,

Сила, приложенная к поршневому пальцу при работе кривошипно-шатунного механизма, может быть разложена на силу, действующую вдоль шатуна Рш, и силу, нормальную к оси цилиндра N. Сила Рш, действующая по шатуну и перенесенная к центру кривошипа, может быть разложена на силу тангенциальную Т и радиальную Z. Тангенциальная сила Т, действуя на радиусе r кривошипа, обеспечивает вращение коленчатого вала двигателя и развитие на нем крутящего момента Mкр. При вращении коленчатого вала от неуравновешенных вращающихся частей кривошипа возникает центробежная сила S, приложенная к центру шатунной шейки. Радиальная сила Z и центробежная сила S воспринимаются подшипниками коленчатого вала и создают соответствующую нагрузку на подшипники вала. Сила N, нормальная к стенке цилиндра, действуя на плече А от центра поршневого пальца до центра коленчатого вала, создает обратный крутящий момент Мобр, численно равный крутящему моменту Мкр двигателя. Обратный крутящий момент воспринимается от корпуса двигателя рамой автомобиля через детали подвески двигателя. Значения всех указанных сил периодически изменяются по своей величине и направлению за один полный оборот коленчатого вала. Нагрузка на подшипники определяется значениями максимальных и средних удельных давлений на шатунные и коренные шейки вала.

Постоянная кривошипа

r=s/2=34/2=17 см

L_ш =260 мм

λ=r/L_ш =170/660=0,2576

Избыточное давление

P_из =P_Г -P₀

β=arcsin(λ*sinφ)

Движущая сила

P_дв =Р_Г -Р₀ +Р_j +P_Т

Сила инерции

P_j =-m_S rw² (cosφ+ λ*cos2φ)

m_S – возвратно-поступательная масса

m_S =250÷700 Принимаем m_S =600

Угловая скорость

w=(π*n)/30=(3,14*500)/30=52,4 с^-1

Сила тяжести

P_Т =m_S g=600*9,81=5886 Па

Нормальная сила

N=P_дв tgβ

Сила, действующая по оси шатуна

Q= P_дв /cosβ

Радиальная сила

Касательная сила

Расчёты приведены в таблице

Средняя суммарная касательная сила

T_{Σφ ср} =ΣT_Σφ *(Δφ/α)

α=720/i=720/6=120

ΣT_Σφ =13,726

T_{Σφ ср} =13,726*(15/120)=1,716 МПа

Вращающий момент

M_вр = ΣT_Σφ *r*F_n =13,726*0,17*0,0531=0,124 МН*м

r=170мм - радиус кривошипа

F_n – площадь поршня; F_n =πD² /4=3,14*0,26² /4=0,0531 м²

M_вр.ср.. = T_{Σφ ср} *r*F_n =1,716*0,17*0,053=0,0155 МН*м

Среднее индикаторное давление

P_i = (T_{Σφ ср} *π)/(i*z)=1,716*3,14/(6*0,5)=1,797 МПа

Расчёт на прочность шатуна

Шатун является звеном кривошипно-шатунного механизма, которое передает усилие поршня к коленчатому валу. Преобразует поступательное движение поршня во вращательное движение коленчатого вала.

Нижняя головка шатуна обеспечивает шарнирное соединение шатуна с кривошипной шейкой коленчатого вала и образует корпус шатунного подшипника.

Определение основных размеров шатуна.

Диаметр поршневого пальца.

d_пп = (0.3-0.38)*D_ц = 0,35*0,26 = 0,091 м;

Внутренний диаметр верхней головки.

d_в = (1,2-1,25)* d_пп = 1,2*0,091 = 0,1092 м;

Наружный диаметр верхней головки.

d_н = (1,3-1,7)* d_пп = 1,7*0,091 = 0,1547 м;

Длина верхней головки шатуна.

l_в = (0.33-0.4)*D_ц = 0,4*0,26 = 0,104 м;

Диаметр шатунной шейки коленчатого вала.

d_ш = (0,56-0,75)*D_ц = 0,7*0,26 = 0,182 м;

Толщина стенки вкладыша.

t = (0.03-0.05)* d_ш = 0,04*0,182 = 0,007 м;

Расстояние между шатунными болтами.

l_б = (1,3-1,75)* d_ш = 1,5*0,182 = 0,273 м;

Длина нижней головки шатуна.

l_н = (0,45-0,9)* d_ш = 0,8*0,182 = 0,1456 м;

Размеры двутаврового сечения:

h = (1,2-1,4)* h = 1,4*0.0546 = 0,0764 м;

где: h_m = 0.5* d_в = 0.5*0.1092 = 0,0546;

b = (0.55-0.75)*h = 0,75*0,0764 = 0,0573 м;

а = 0,03 м, с = 0,015 м;

Длина шатуна.

l = r/l = 0,170/0,2576 = 0,659 м;

где: r – радиус кривошипа;

l - кривошипно-шатунное отношение.

Условия работы шатуна

При работе шатун подвергается действию силы давления газов, действию усилия заедания поршня, действию сил инерции (шатун участвует в поступательном и во вращательном движении), действию силы трения.

Сила газов, силы инерции и заедание поршня будут вызывать деформации растяжения-сжатия, изгиба. Сила трения будет вызывать износ вкладышей нижней головки шатуна и втулки поршневой головки. Знакопеременные нагрузки будут вызывать усталостные разрушения.

Напряжения сжатия в стержне шатуна:

кг/см²

где – минимальное сечение головки шатуна.

Сила , кроме сжатия, вызывает продольный изгиб.

Наименьший диаметр шатуна, в функции диаметра цилиндра, составит d=0.25D; наибольшая длина шатуна l определиться из условий наименьшего значения и наибольшего отношения S/D. Примем

=l/5,5 ; S/D=1.3

Расчёт с достаточной степенью точности может быть проведен по формуле, определяющей ломающие критические напряжения кг/см2 :

=(4700-23*l/i) кг/см2 ( для легированной стали).

По напряжениям подсчитывается критическая сила

=f кг,

где f - площадь среднего сечения шатуна в см2.

Отношение /= ε

=12,5*10,1919=127,4.

В плоскости качания шатун можно рассматривать как балку с шарнирными опорами, при этом деформация изгиба распространяется по всей его длине. В плоскости, перпендикулярной качанию шатуна, его следует рассматривать как балку с заделанными концами, в данном случае деформация изгиба распространяется на половину длины шатуна.

Таким образом:

кгс/см² МПа;

кгс/см² МПа,

Где f – площадь среднего сечения шатуна:

см² .

и – моменты инерции сечения относительно осей x и y:

см⁴ ;

см⁴ .

Шатуны подвергаются ещё и значительному воздействию сил инерции массы шатуна, действующих в плоскости его движения. В этом случае шатуны, кроме того, необходимо проверять на изгиб указанными силами инерции. Наибольшее значение рассматриваемые силы имеют при угле между шатуном и мотылём, равном 908.

Наибольший изгибающий момент равен:

кгс.см Н.м,

где P – равнодействующая сил инерции:

кгс кН,

где q – сила инерции элемента стержня шатуна длиной 1 см:

кгс/см кН/м,

где кгс/см³ – удельный вес материала шатуна.

Суммарные напряжения в стержне шатуна будут равны:

кгс/см² МПа МПа,

где W – момент сопротивления сечения шатуна, удаленного на расстояние от центра верхней головки.

Верхнюю головку шатуна проверяют на разрыв силой, возникающей при заедании поршня. Её условно принимают равной:

кгс кН.

Напряжения в верхней головке шатуна:

кгс/см² МПа МПа,

где см.

Для нормальной работы головного подшипника верхняя головка шатуна должна иметь соответствующую жёсткость. В соответствии с этим необходимо принятые размеры проверять на жёсткость. Относительная деформация верхней головки шатуна может быть определена по формуле:

мм/см мм/см,

где E – модуль упругости материала головки шатуна;

I – момент инерции сечения головки:

см⁴ .

В двигателе 6ЧН26/34 шатунные болты изготовлены из стали 37ХНА3А.

Шатунные болты нижней головки шатуна проверяют на растяжение силой .

В то же время при монтаже нижней головки шатуна болты должны быть затянуты настолько, чтобы при действии силы P_в не была нарушена плотность соединения половинок головки. Усилие предварительного затяга Р_з принимают равным:

,

Тогда напряжения растяжения болтов составят

где i=4 - число болтов; f=2,08см² - наименьшее сечение болта

кг/см² .

Независимо от напряжений, вызываемых силой Р_з , шатунным болтам необходимо обеспечить прочность при возможном заедании рабочего поршня. Сила Р условно принимается равной:

где D – диаметр цилиндра; р=15-20кг/см² – условное усилие на 1см² площади поршня.

Если Р будет больше Р_з то в качестве расчетной силы следует принять силу Р.

.

Литература

1. Танатар Д.Б. «Компоновка и расчет быстроходных двигателей с воспламенением топлива от сжатия» М.: «Морской транспорт».- 1952 г

2. Фомин Ю.Я. «Судовые двигатели внутреннего сгорания» - Л.: «Судостроение». – 1989 г

3. Ваншейдт В. А. «Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей». – Л.: «Судостроение» - 1969 г .

4. Р.А. Зейнетдинов, И.Ф. Дьяков, С.В. Ярыгин «Проектирование автотракторных двигателей» Ульяновск 2004 г