- •1 Тепловой расчёт двигателя
- •2 Описание конструкции сборочной единицы
- •2.1 Назначение сборочной единицы
- •2.2 Устройство и принцип работы сборочной единицы
- •3 Расчет сборочной единицы
- •3.1 Определение основных параметров сборочной единицы
- •3. 2 Выбор материала деталей сборочной единицы
- •3.3 Расчёт на прочность деталей сборочной единицы
- •3.3.1 Расчёт гидропривода клапана выпускного
- •3.3.2 Расчёт пневмопривода
- •3.3.3 Расчёт шпинделя клапана
- •4 Предложение по улучшению конструкции сборочной
- •5 Стандартизация
Содержание
Введение
1 Тепловой расчёт двигателя 6
2 Описание конструкции сборной единицы 18
2.1 Назначение сборочной единицы 18
2.2 Устройство и принцип работы сборочной единицы 20
3 Расчёт сборочной единицы 22
3.1 Определение основных параметров сборочной единицы 22
3.2 Выбор материала деталей сборочной единицы 25
3.3 Расчёт на прочность деталей сборочной единицы 27
4 Предложения по улучшению конструкции сборочной единицы 33
5 Стандартизация 34
Список использованной литературы
Введение
История развития ДВС насчитывает свыше 125 лет. Первый промышленный ДВС был сконструирован в 1860 г. Ленуаром (Франция). Это был двухтактный двигатель, работавший на светильном газе с воспламенением от электрической искры. В 1876 г. немецкий инженер Отто создал четырехтактный газовый двигатель, получивший широкое промышленное применение. Первый экспериментальный ДВС с воспламенением от сжатия был сконструирован в 1897 г. Р. Дизелем (Германия) и впоследствии назван его именем. Однако этот двигатель, работавший на керосине, не оправдал возлагаемых на него надежд. Первый промышленный дизель был построен в 1899 г. на заводе Э. Нобеля (ныне завод «Русский дизель»), который в 1898 г. купил патент у Р. Дизеля. На заводе конструкция двигателя была существенно переработана с целью обеспечения условий работы дизеля на сырой нефти. Только с переходом на сырую нефть двигатель с воспламенением от сжатия получил признание как наиболее экономичный двигатель. На первом русском дизеле мощностью 18 кВт расход сырой нефти составил 0,3 кг на 1 кВт/ч, что было почти на 30% меньше расхода керосина на двигателе Р. Дизеля. Кроме завода Э. Нобеля дизели вскоре начал выпускать и Коломенский завод. В России с самого начала развернулись работы по созданию отечественных дизелей оригинальной конструкции. Впервые в мировой практике были построены реверсивный двигатель и двигатель с противоположно движущимися поршнями (в 1908 г.). В России в 1903 г. был построен и первый в мире теплоход — судно с двигателем внутреннего сгорания. Это нефтеналивная трехвинтовая баржа, на которой были установлены три отечественных дизеля мощностью 88 кВт каждый при частоте вращения 240 с электропередачей мощности гребным винтам. Развитие отечественного двигателестроения сопровождалось разработкой вопросов теории рабочего процесса и конструкции двигателей. Теорию расчета теплового процесса двигателя внутреннего сгорания разработал профессор Московского высшего технического училища (ныне МВТУ им. Н. Э. Баумана) В. И. Гриневецкий. В 1907 г. он опубликовал монографию «Тепловой расчет рабочего процесса двигателя внутреннего сгораниям Предложенный им метод расчета рабочего цикла был положен в основу современной теории процессов ДВС и развит в дальнейшем Н. Р. Брилингом, Е. К. Мазингом, Б. С. Стечкиным и др.
1 Тепловой расчёт двигателя
1.1. Тепловой расчёт двухтактного дизеля с наддувом ДБ57
1.1.1. Условия задания.
1.1.1.1. Эффективная мощность =2640, кВт.
1.1.1.2. Частота вращения коленчатого вала n = 275, мин-1.
1.1.1.3. Число цилиндров z=6.
1.1.2. Исходные данные теплового расчёта.
1.1.2.1. Действительная степень сжатия Ɛ =14.36.
1.1.2.2. Коэффициент избытка воздуха α=2.3.
1.1.2.3. Давление окружающей среды Pаˈ = 0.103, МПа.
1.1.2.4. Температура окружающей среды Tаˈ=288, К.
1.1.2.5. Подогрев Свежего заряда T=25, K.
1.1.2.6. Коэффициент остаточных газов z= 0.05.
1.1.2.7. Температура Остаточных газов Tz= 700 , k.
1.1.2.8. Максимальное Давление сгорания Pmax= 17.1, МПа.
1.1.2.9. Коэффициент использования теплоты в точке ''z'' = 0.8.
1.1.2.10. Коэффициент полноты индикаторной диаграммы = 0.98.
1.1.2.11. Механический кпд двигателя =0.935
1.1.2.12. Средний показатель политропы сжатия n1 = 1.37
1.1.2.13 Средний показатель политропы расширения n2 = 1.24
1.1.2.14. Давление воздуха после нагнетателя Pв=0.38, МПа.
1.1.2.15.Доля номеренного хода поршня =0.1
1.1.2.16. Топливо.
1.1.3. Параметры рабочего тела.
1.1.3.1. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг
топлива.
дизельное или моторное.
средний элементарный состав топлива : С=0.86; H=0.13; O=0.01
низшая теплота сгорания топлива, дизельное топливо QH=42500 кДж/кг.
L0 кмоль/кг. (1)
L0= кг/кг.
1.1.3.2. Количество свежего заряда.
М1= α L0, кмоль/кг (2)
М1= 2.3 кмоль/кг.
1.1.3.3 Количество отдельных компонентов продуктов сгорания, количество
углекислого газа СО2: M co2= , кмоль/кг. (3)
СО2: M co2= 0.071 кмоль/кг.
Количество водного пара H2О: МН2О = , кмоль/кг. (4)
H2О: МН2О = = 0.065 кмоль/кг
количество кислорода О2 : MO2 = 0.21 (α-1) L0, кмоль/кг. (5)
О2 : MO2 = 0.21 (2.3-1) 0.5=0.135 кмоль/кг.
количество азота N2 : MN2 = 0.79 α L0 , кмоль/кг. (6)
N2 : MN2 = 0.79 кмоль/кг.
1.1.3.4. Общее количество продуктов сгорания.
М2 = МCO2 + МH2O + MO2 + MN2, кмоль/кг. (7)
М2 = 0.071+ 0.065 + 0.135 + 0.899=1.17 кмоль/кг.
1.1.4. Параметры процесса газообмена.
1.1.4.1. Температура воздуха после нагнетателя.
Тв= Та , K. (8)
Тв= 288 0.28 = 418.339 K.
Где nk- показатель политропы сжатия воздуха в нагнетателе.
nk= 1.4...1.6 для поршневых нагнетателей.
1.1.4.2. Давление в начале сжатия.
Paˈ=(0.85: 0.95) Pв, МПа. (9)
Paˈ=0.85 0.38= 0.323 МПа.
1.1.4.3. Температура в начале сжатия.
Тaˈ= = 379.370 К (10)
Где -степень охлаждения заряда в холодильнике.
-40-800.
1.1.4.4. Коэффициент наполнения цилиндра, отнесённый к
полезному ходу поршня.
; (11)
=0.845.
отнесённый к полному ходу поршня.
ˈ= (1-0.1)=0.76.
в прямоточных продувках доля потерянного хода на высоту продувочных окон
где Ψ- доля потерянного поршня. Ψn=0.08 0.15; Ψn=0.1
1.1.4.5. Плотность заряда.
Pв = кг/м3. (11)
Pв = 3.9кг/м3.
Где R=287 Дж/(кг К)-удельная газовая постоянная воздуха.
1.1.5. Параметры процесса сжатия.
1.1.5.1. Давление в конце сжатия.
Pc= Paˈ МПа. (12)
Pc= 0.323 МПа.
1.1.5.2. Температура в конце сжатия.
Tc= Тaˈ К. (13)
Tc= 379.4 К.
1.1.5.3. Средняя мольная теплоёмкость рабочей смеси (воздуха).
=19.88+0.002638 Тс , кДж/(кмоль k) (14)
=19.88+0.002638 1015.25=22.558 , кДж/(кмоль k)
1.1.6. Параметры процесса сгорания.
1.1.6.1. Теоретический коэффициент молекулярного изменения горючей смеси.
0= (15)
0= =1.028
1.1.6.2. Действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси.
. (16)
=1.027.
1.1.6.3. Эмпирические формулы средних мольных теплоёмкостей отдельных газов при постоянном объёме.
Для кислорода О2: = 23.3+ 0.001550 Tz. (17)
= 23.3+0.001550 Tz.
1.1.6.4 Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания при постоянном давлении.
= )+MH2O( )+MO2( )+MN2( )]. кДж/(кмоль . (18)
= 38.609+0.003349 )+0.065(25.459+0.004438 Tz)+0.135 (23.3+0.001550 Tz)+0.899(21.554+0.001457 )]=22.918+0.00186 кДЖ/(кмольК) = а+B Tz,кДж/(кмоль К).
= 22.918+0.00175,кДж/(кмоль К).
где а и в - коэффициенты, полученные после подстановки числовых значений.
1.1.6.5. Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания при постоянном двлении.
"= "+ 8.314= a1+в TZ, кДж/(кмоль К). (19)
"=22.918+0.00175ТZ+8.314=31.302+0.00175 ТZ
1.1.6.6. Степень повышения давления.
λ= . (20)
λ= 1.383.
1.1.6.7. Температура в конце процесса сгорания, уравнение сгорания для смешного цикла подвода теплоты.
V)+ 8.314 λ] Tc= (mC P) TZ. (21)
)+8.314 1.383] 1015.25= (31.302+0.00175 Tz) Tz
После подстановки числовых значений всех известных параметров управление сгорания принимает вид квадратного уравнения относительно искомой величины Tz :
AT22+ BTZ-CO=0. (22)
0.0018T22+32.147TZ-597.51=0.
где А,В и С- коэффициенты, полученные после подстановки числовых значений.
Tz= 1698.61К.
1.1.6.8. Степень предварительного расширения.
. (23)
1.24.
1.1.7. Параметры процесса расширения.
1.1.7.1.Степень последующего расширения.
. (24)
= 11.56.
1.1.7.2. Давление в конце расширения.
Pвˈ= ,MПа (25)
Pвˈ= = 0.822 MПа
1.1.7.3. температура в конце расширения.
Tвˈ= ,K (26)
Tвˈ= =948.94 K
1.1.8. Индикаторные параметры рабочего тела.
1.1.8.1.Теоретическое среднее индикаторное давление, отнесённое к полезному ходу поршня.
Pˈmi= МПа (27)
Pˈmi=
1.1.8.2. Действительное среднее индикаторное давление, отнесённое к полному ходу поршня.
Pmi= Pmi(1- Ψ) ,МПа (28)
Pmi= 2.22(1- 0.1) = 1.96 МПа
1.1.8.3. Индикаторный КПД.
. (29)
0.51
1.1.8.4. Индикаторный удалённый расход топлива.
i= , кг/(кВт . (30)
i= = 0.166, кг/(кВт .
1.1.9. Эффективный показатель двигателя.
1.1.9.1. Эффективный КПД.
е= i m. (31)
е= .
1.1.9.2. Среднее эффективное давление.
Pme=Pmi m ,МПа (32)
Pme=1.96 =1.832 МПа
1.1.9.3. Эффективный удельный расход топлива.
bе= , кг/(кВт . (33)
bе= 0.176 кг/(кВт .
1.1.9.4. Часовой расход топлива.
Вт=bе Pe , кг/ч (34)
Вт= 2640=469.92 кг/ч
1.1.10. Основные размеры цилиндра и двигателя.
1.1.10.1. Литраж двигателя.
Vst=30 , л. (35)
Vst=30 314.4 л.
1.1.10.2. Рабочий объём цилиндра.
Vs= ,л (36)
Vs= 52.4 л.
где z- число цилиндров.
1.1.10.3. Диаметр цилиндра.
d=100 , мм. (37)
d=100 261 мм
1.1.10.4. Ход поршня.
s=m (38)
s=3.77
1.1.11. Уточнённые основные размеры цилиндра и двигателя.
1.1.11.1Диаметр цилиндра d, мм (принять округлённое значение с точностью до 1 мм). d=260мм
1.1.11.2. Ход поршня S,мм (принять округлённое значение с точностью до 1мм). S=980мм
1.1.11.3. Литраж двигателя.
Vst= (39)
Vst= =312.028 л
1.1.11.4. Рабочий объём цилиндра.
Vs= (40)
Vs= =52.004 л
1.1.11.5. Эффективная мощность двигателя.
Pe= кВт (41)
Pe= =2619.99кВт
1.1.11.6. Средняя скорость поршня.
Vm= м/с. (42)
Vm= =8.98м/с.
1.1.12. построение расчётной индикаторной диаграммы.
1.1.12.1. Приведённые величины объёмов цилиндра рабочий объём цилиндра.
Vs=160+170 мм (принять ):160мм
Объём камеры сгорания.
Vc= , мм (43)
Vc= =10.8мм
где доля потерянного хода поршня.
полный объём цилиндра.
Vd=Vc+Vs , мм (44)
Vd=160+10.77=170.77мм
объём сгорания Vz= Vc ,мм (45)
Vz= =13.376мм
1.1.12.2. Масштабы диаграммы:
масштаб давления Mp=0.05 , МПа/мм; Mp=0.1МПа/мм
масштаб объёмов.
Mv= л/мм. (46)
Mv= =0.328л/мм
где Vh(л)-рабочий объём цилиндра, л.
Vh(мм)-приведённый рабочий объём цилиндра, мм.
1.1.12.3. Ординаты характерных точек расчётной индикаторной диаграммы:
точка начала сжатия ˈˈаˈˈ: , мм; ˈˈа' ˈˈ: мм (47)
точка конца сжатия ˈˈсˈˈ: , мм; ˈˈсˈˈ: =123.6 мм (48)
точка конца сгорания ˈˈzˈˈ: ˈˈzˈˈ: (49)
точка конца расширения ˈˈвˈˈ: ˈˈв'ˈˈ: (50)
нижняя мёртвая точка ˈˈdˈˈ: ˈˈdˈˈ: =1.03мм (51)
точка атмосферной линии ˈˈPaˈˈ: ˈˈPaˈˈ: (52)
1.1.12.4 Построение политроп сжатия и расширения
Графический способ.
1)Политропа сжатия
Принимаем угол α=150, определяем угол β1 из уравнения
1+tgβ1=(1+tg α)n1=(1+0.27)1.37=1.39 (53)
1+tgβ1=(1+0.27)1.37
1+tgβ1=1.39
tgβ1=1.39-1=0.39
< β1=21.30
2) Политропа расширения
Принимаем угол α=150, определяем угол β2 из уравнения
1+tg β2 =(1+tgα)n2 (54)
1+tg β2=(1+0.27)1.24
1+tg β2=1.34
tg β2 =1.34-1=034
< β2 =18.780
Политропа сжатия строится от точки «с» к точке «а», а политропа расширения от токи «z» к точке «в».