Разработка газового двигателя для работы на биогазе мощностью 1000кВт

Состав чертежей

1. Поперечный разрез двигателя – чертеж общего вида (формат А1)
2. Чертеж седла клапана впуска (формат А3)
3. Продольный разрез двигателя – сборочный чертеж (формат А1)
4. Седло клапана выпуска (формат А3)
5. Диаграммы и графики к тепловому расчету и расчету динамики КШМ (формат А1)
6. Технологический процесс (формат А1Х4)
7. Система Flashlube (формат А2)

Описание

Целью дипломной работы является разработка газового двигателя для работы на биогазе 8ГЧН21/21 мощностью 1000 кВт, предназначенного для привода электрогенератора.

В работе исследуются проблемы работы пары клапан-седло и методы для их устранения. Произведены расчеты поршня, поршневого кольца, шатуна. Произведен тепловой расчет, расчет динамики. Содержатся разделы по вопросам безопасности и экономики. Разработан технологический процесс. Представлены соответствующие чертежи, рисунки и таблицы. Разработана спецификация к сборочному чертежу.

В результате был спроектирован газовый двигатель на базе дизельного двигателя 8ДМ21/21. Исследованы проблемы работы пары клапан-седло и методы для их устранения. Разработан сборочный чертеж седла клапана выпуска.

Введение
Целью данной работы является разработать восьмицилиндровый газопоршневой двигатель с V-образным расположением цилиндров, в соответствии с заданием на проектирование и имеющимся прототипом. Прототипом является восьмицилиндровый дизель 8ДМ21/21.
Спроектированный двигатель 8ГЧН 21/21 имеет мощность 1000 кВт и предназначен для привода электрогенератора с частотой вращения ротора 1500 об/мин.
Специальной частью дипломного проекта является изучение проблем работы пары седло-клапан в газовом двигателе, и метод для их устранения.
В работе исследуется влияние степени сжатия, давления наддува и коэффициента избытка воздуха на параметры рабочего процесса двигателя – мощность, удельный расход газа, температуры и давления горючей смеси в процессе сжатия и сгорания. Произведены расчеты шатуна, поршня, поршневого кольца, тепловой расчет, расчет динамики. Содержатся разделы по вопросам безопасности и экономики. Разработан технологический процесс. Представлены соответствующие чертежи, рисунки и плакаты. Разработаны спецификации к сборочным чертежам.

Отрывок из дипломной работы:

3.1 Расчет шатуна

Шатун принимаем по прототипу.

Материал шатуна – сталь 40ХН2МА.

Предел прочности                                 s_в    1080 МПа

Предел текучести                                  s_т      930 МПа

Предел усталости                                  s_-1       580 МПа

Модуль упругости                                 E      МПа

3.1.1 Расчет поршневой головки шатуна

Схема  поршневой головки представлена на рисунке 8.

Рисунок 8 – Схема  поршневой головки

Размеры элементов головки принимаем по прототипу и конструктивным соотношениям  следующими по методике [6]:

внутренний диаметр втулки  мм;         (101)

наружный диаметр втулки  мм;                  (102)

наружный диаметр головки   мм;          (103)

ширина головки  мм.                               (104)

Силы, действующие на поршневую головку при растяжении и сжатии шатуна:

3.1.2 Расчет стержня шатуна

Схема сечения шатуна представлена на рисунке 9.

Рисунок 9 – Сечение стержня шатуна

Размеры среднего сечения стержня шатуна принимаем следующими:

высота двутаврового сечения мм;          (107)

ширина полок двутавра мм;                      (108)

толщина стенок и полок  мм.                            (109)

Площадь сечения стержня

Силы растяжения и сжатия шатуна

Напряжения растяжения и сжатия в стержне

где k=1,15 – коэффициент, учитывающий продольный изгиб стержня шатуна.

Амплитуда и среднее значение напряжений в стержне:

Коэффициенты, учитываемые при расчетах на прочность, принимаем

следующими: b_s=s_-1/s_т =560/900=0,62; a_sp=0,2; e_s^’=1; e_s^’’=1,1(принимается для поверхности, упрочненной обдувкой дробью); К_s=1(концентраторы  напряжений отсутствуют).

Так как ,                               (117) то запас прочности стержня определяется по пределу усталости

Рекомендуемые значения запасов прочности для стержней шатунов находятся в пределах n_s=1,5 – 3 . Следовательно, выбранные размеры сечения стержня шатуна удовлетворяют условию прочности.

3.1.3 Расчет кривошипной головки шатуна

Рисунок 10 – Расчетная схема кривошипной головки шатуна и
Расчетная схема кривошипной головки представлена на рисунке 10.

среднее сечение крышки

Размеры элементов кривошипной головки шатуна примем следующими:

внутренний диаметр мм;                      (119)

толщина вкладыша  мм;                            (120)

толщина крышки  мм;                             (121)

ширина головки  мм;                               (122)

количество шатунных болтов i_б=4;

диаметр шатунных болтов  мм;           (123)

расстояние между болтами  мм.             (124)

За расчетное сечение крышки примем ее среднее сечение. Размеры этого сечения (рисунок 10) примем следующими: h₁=16 мм; b₁=b=70 мм;                      h₂= h- h₁=40-16=24 мм; b₂=30 мм.

Площадь рассчитываемого сечения

Координата центра площади

Осевой момент инерции

Момент сопротивления изгибу

Сила, действующая на крышку (см. векторную диаграмму сил) P=103 кН.

Силовые факторы в среднем сечении крышки

где a_o=45⁰ – угол расположения заделки (см. рисунок 14).

Напряжение в среднем сечении крышки

Допускаемое напряжение [s]=100 – 150 МПа .

Уменьшение диаметра кривошипной головки

Допускаемая деформация не должна превышать половины зазора в подшипнике т.е. [d]м.

Заданные размеры сечения крышки удовлетворяют условиям прочности и жесткости кривошипной головки.

3.2  Расчет поршня

Поршень двигателя принимаем по прототипу. Поршень составной: головка поршня – сталь 13Х11Н2В2МФ-Ш; тронк поршня-АК12Д.

Схема поршня представлена на рисунке 11.

Рисунок 11 – Схема составного поршня

Размеры элементов поршня выбираем по прототипу и конструктивным соотношениям следующими:

диаметр поршня D=210 мм;

высота поршня Н=227,5мм;

высота юбки поршня мм;                     (133)

расстояние от верхнего торца до первого кольца  мм;                                                                         (134)

расстояние от нижнего торца до оси поршневого пальца  мм;                                                           (135)

толщина верхней перемычки между кольцами           мм;                                                               (136)

толщина днища d=10 мм;

размер между бобышками мм;                   (137)

внутренний радиус днища r=50 мм;

диаметр пальца мм;                                   (138)

длина пальца, l=180 мм.

Удельное давление юбки на стенку цилиндра

Для поршней  q_ю=0,4 – 1,0 МПа.

Удельное давление на опорной поверхности бобышек поршня

В современных двигателях q_б=25 – 60 МПа.

Значения N_max и P_max  взяты из таблицы 3.

3.3  Расчёт поршневого кольца

 D=210 мм. Материал кольца – легированный чугун, Е= 1,2·10⁵ МПа, μ=0,25, α=11·10^-6 1/К.

Радиальная толщина

t = (1/25…1/35)D,                                                                                          (141)

t = D/25 = 210 / 25 =8,4 мм.

Высота кольца

b = (0,3…0,6)t,                                                                                               (142)

b = 0,5·8,4 = 4,2 мм.

Зазор в замке в свободном состоянии

а_о=3,75t=31,5 мм.                                                                                          (143)

минимальный зазор в замке во время работы двигателя а_min=0,1.

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

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

Допускаемые значения р_ср=0,11-0,4.

Напряжения изгиба:

в рабочем состоянии

при разведении замка

Допускаемые напряжения: [σ_max]=300-400 МПа, [σ^’_max]=400-500 МПа. Таким образом, условия прочности выполняются.

Монтажный зазор в замке кольца

=0,1+3,14·210(11·10^-6·225-11·10^-6·100)=0,93 мм,                                      (147)

где Δt_k=225˚C и Δt_ц=100˚С – температура кольца и цилиндра при работе двигателя.

4  Технологическая часть

Для технологической части взято седло клапана выпуска.

Седло клапана предназначено для повышения долговечности зоны контакта клапана с головкой цилиндра, для отвода тепла от клапана. Седло запрессовывается в головку цилиндра. Для надежного соединения с головкой  на наружной поверхности седла делаются кольцевые канавки с острой кромкой. Для изготовления детали назначается конструкционная легированная сталь 40Х.

Химический состав стали:

• – углерод 0,36 – 0,44 %;
• – кремний 0,17 – 0,37 %;
• – марганец 0,5 – 0,8 %;
• – хром 0,8 – 1,1 %;
• -никель до 0,3 %;
• – сера до 0,035 %;
• -фосфор до 0,035 %;
• -медь до 0,3 %.

Наличие хрома в стали повышает прочность материала.

Для повышения долговечности седла на рабочую поверхность наплавляется специальный кобальтовый сплав  стеллит 6.

Химический состав стеллит 6:

• -углерод 1,0-1,6 %;
• -кремний 0,6-1,5%;
• -железо 3,0%;
• -никель 3%;
• -хром 18-22%;
• -вольфрам 3,5-6%;
• -кобальт основа;
• -молибден 0,2%;
• -марганец 0,4%.

Ниже представлены размерный анализ и технологический процесс механической обработки седла клапана выпуска.

Таблица 6 – Технологический процесс механической обработки седла клапана выпуска газового двигателя 8ГЧН21/21

6.2.3 Наплавка токами высокой частоты
В отечественном двигателестроении применяют также наплавку с использованием токов высокой частоты. Сущность процесса наплавки токами высокой частоты заключается в следующем: на заготовку клапана, в выточку, укладывается кольцо из жаропрочного сплава, зона наплавки защищается от окисления порошковым флюсом или газовой защитой (аргон, азот).
Специальный индуктор нагревает кольцо токами высокой частоты до расплавления и подогревает заготовку клапана до температуры, обеспечивающей диффузионное соединение.
Для кристаллизации расплавленного сплава на торец клапана снизу подается вода, в результате происходит «намораживание», т. е. направленная кристаллизация сплава. Равномерность нагрева обеспечивается вращением клапана. Для наплавки клапанов ТВЧ разработаны специальные самофлюсующиеся сплавы на никель-хром-бористой основе, такие как НХ16С2Р2 (ЭП616), НХ26С2Р2 (ЭП616А), НХ24С2Р2Б (ЭП616Б), и НХ10С2Р2 (ЭП616В), которые в четыре раза дешевле кобальтовых стеллитов, имеют высокую стойкость против коррозии и достаточную горячую твердость.
Зарубежные фирмы на промежуточную наплавку, в основном выполненную из сплава на кобальтовой основе (стеллит-6 твердостью HRC 39-49 и др.), наплавляют еще слой твердого коррозионно-стойкого сплава на никелевой основе (70 % Ni и более) с высокой твердостью (HRC 48-62). Для увеличения стойкости клапанов торец стержня клапана также наплавляют износостойким материалом, а поверхности стержня подвергают азотированию или хромированию.

6.3 Система Flashlube
В австралийской фирме Flashlube была разработана специальная система: Flashlube Valve Saver Fluid (дословно – “жидкость для сохранения клапанов”). Проще говоря, это автоматическое смазочное устройство, вводящее в топливную систему специальную жидкость. Именно эта жидкость и обеспечивает благоприятные условия эксплуатации двигателя, работающего на газообразном топливе, при которых узел клапан-седло практически не подвергается износу.
Лубрикатор Flashlube – это смазка-очиститель, которая содержит заменитель свинца. Она улучшает теплообмен клапанов с седлом, и при горении образует защитную пленку на клапане, примерно, как на бензине, что уменьшает усадку клапана и тем самым уменьшается вероятность прогара выпускных клапанов.
Имеет в составе специальные мощные чистящие добавки очищающие поршни клапана и внутренние стенки камеры сгорания от нагара, тем самым восстанавливают изначальную мощность двигателя и продляют срок его службы.
Лубрикатор Flashlube добавляется в биогаз в отношении 1:1000 с помощью комплекта для смазывания. Поток жидкости устанавливается с помощью регулировочного винта (при заворачивании скорость должна уменьшаться, а при выворачивании увеличиваться). При установленной скорости потока достигается смешение 1 л лубрикатора с 1 м3 топлива.
Лучшим местом для входа системы Flashlube является положение между дроссельной заслонкой и впускным коллектором. Расстояние в 50 – 100 мм от дроссельной заслонки в сторону впускного коллектора дает максимальный эффект смешения с топливовоздушной смесью.
В связи с тем, что жидкость лубрикатора специально разработана для увеличения долговечности работы клапанов двигателей при работе на газу, использование других присадок не приемлемо.

7 Экономическое обоснование дипломного проекта

7.1 Анализ эффективности новой конструкции двигателя в сфере производства

Постановка задачи. Предприятие, выпускающее дизельные электростанции начинает выпускать газовые электростанции. Существующий объем продаж электростанций N1. Ожидаемый объем продаж электростанций при изменении номенклатуры продукции N2. Оценить изменение фактической прибыли и определить выгодно предприятию выпускать как дизельные, так и газовые электростанции или нет.
При переводе дизельного двигателя 8ДМ21/21 на газообразное топливо следует ожидать увеличения объема продаж за счет существенного снижения затрат в сфере эксплуатации газовой электростанции по сравнению с дизельной (расчет эксплуатационных затрат представлен ниже в таблице 8), в итоге это приведет к увеличению фактической прибыли на заводе…………………..