Разработка V-образного восьми цилиндрового транспортного двигателя мощностью 350 кВт, работающий на легком топливе

Состав чертежей

1. Структура диплома (формат А1)
2. Чертеж разреза продольного двигателя (формат А1)
3. Чертеж разреза поперечного двигателя (формат А1)
4. Деталь поршень (формат А4)
5. Рабочий чертеж детали шатун (формат А2)
6. Плакат расчета теплового (формат А1)
7. Результат расчета динамического (формат А1)
8. Схемы технологических наладок (формат А1)
9. Чертеж фрезы концевой (формат А3)
10. Чертеж фрезы червячной модульной (формат А2)
11. Чертеж заготовки (формат А3)
12. Чертеж заготовки (формат А3)
13. Деталь звездочка (формат А3)
14. Карта технологического процесса эскизов изготовления звездочки (формат 7хА4)

Описание

В дипломном проекте разработан проект V-образного восьми цилиндрового транспортного двигателя мощностью 350 кВт, работающий на легком топливе (работающего на сжиженном нефтяном газе) с дискретным изменением мощности. Проектируемый двигатель предназначен для установки на грузовой автомобиль или тягач. Основное назначение данного типа двигателя – бесперебойный режим работы на различных режимах нагрузки, обеспечивающий передвижение тех типов транспорта, на которые он будет установлен. Планируется использование двигателя в различных климатических районах: с умеренным, теплым и жарким климатом. В связи с этим к двигателю предъявляются повышенные требования.
В конструкторском разделе ВКР описано назначение потребителя мощности, его технологический цикл, условия работы, требования к проектируемому двигателю. Осуществлен подбор аналогов. Приведено обоснование выбора исходной конструкции. Выявлены технико-экономические резервы. Проведен анализ патентной документации. Рассмотрен предлагаемый вариант решения задания. Представлены исходные данные для расчета. Выполнен расчет тепловой, а именно рассчитаны: параметры рабочего тела, параметры окружающей среды и остаточные газы, температура и давление остаточных газов, процесс впуска, процесс сжатия, процесс сгорания, процесс расширения, индикаторные параметры рабочего цикла. Построена индикаторная диаграмма двигателя. Составлен тепловой баланс. Построена внешняя скоростная характеристика. Приведены кинематический и динамический расчеты двигателя. Рассчитаны основные детали двигателя на прочность: поршень, поршневые кольца и поршневой палец. Определена шатунная группа: поршневая головка шатуна, кривошипная головка шатуна и стержень шатуна.

На одном из сборочных чертежей представлен поперечный разрез двигателя, основой которого является коленчатый вал, шатун классической формы который по средством пальца шарнирно связан с поршнем. ГРМ с приводом от кулачка распределительного вала. Топливная система представлена газовой форсункой которая устанавливается на впускном трубопроводе каждого цилиндра. Для повышения мощностных характеристик двигатель снабжен наддувом. Система охлаждения выполнена так же, как и система смазывания по классической схеме.

В разделе конструирования подобрана и обоснована схема газобаллонной установки. Осуществлен подбор и расчёт приборов системы питания газобаллонного автомобиля, а именно: подобран регулятор давления, выполнен расчёт газопроводов, подобран и рассчитан баллон для СНГ, определен блок арматуры и предохранительный клапан. Приведено дискретное изменение мощности в двигателе. Дано описание работы этого устройства. Представлен расчет эффективных показателей двигателя при различных схемах отключения цилиндров.
Описано служебное назначение детали. Проведен анализ технологичности конструкции. Выбрана заготовка. Определен тип производства. Осуществлен подбор технологических баз. Разработан маршрутный технологический процесс. Определены припуски расчетно-аналитическим методом. Подобрано технологическое оборудование и инструмент. Рассчитаны режимы механической обработки, отпускная цена устройства. Определен экономический эффект. Произведен расчет точки безубыточности проекта. Дана оценка эффективности проекта.

В разделе БЖД рассмотрены источники вредных выбросов в ДВС. Определен состав вредных выбросов и их воздействие на организм человека. Приведены токсичные выбросы с ОГ. Представлено оборудование, используемое для контроля и анализа отработавших газов. Предложены мероприятия по уменьшению вредных выбросов двигателями внутреннего сгорания.
В графической части выпускной квалификационной работы представлены следующие чертежи: структуры диплома, продольного и поперечного разрезов двигателя, деталей поршень и шатун, расчета теплового, расчета динамического, технологических наладок, фрезы концевой, фрезы червячной модульной, заготовки и карты эскизов.

1.1 Назначение потребителя мощности, его технологический цикл, условия работы, требования к проектируемому двигателю

Проектируемый двигатель предназначен для установки на грузовой автомобиль или тягач. Основное назначение данного типа двигателя – бесперебойный режим работы на различных режимах нагрузки, обеспечивающий передвижение тех типов транспорта, на которые он будет установлен. Планируется использование двигателя в различных климатических районах: с умеренным, теплым и жарким климатом. В связи с этим к двигателю предъявляются повышенные требования.

Механизмы двигателя должны надежно противостоять износу и нагрузкам. Кривошипно-шатунный механизм данного двигателя должен быть спроектирован таким образом, чтобы нагрузки в нем были минимальными. Газораспределительный механизм должен обеспечить своевременное наполнение и очистку цилиндров двигателя, а также отключение части цилиндров. Не меньшая стабильность требуется и от систем двигателя. Система смазывания должна обеспечить надежное смазывание трущихся пар и  деталей КШМ. Система охлаждения не должна допустить перегрева двигателя. Планируемый ресурс двигателя – 700000 км до переборки и 1000000 км до капитального ремонта.

Первое техническое обслуживание должно проводиться через 10000 километров пробега, второе через 40000, замена масла в двигателе через 10000 километров.

1.2 Выбор аналогов

В процессе проектирования двигателя были выбраны аналоги проектируемого двигателя. Подбор аналогов двигателей (Таблица 1.1), прежде всего, производился исходя из расположения цилиндров и их числа размеров цилиндро-поршневой группы, мощностных показателей и скоростных характеристик, представленных в таблице 1.1. Таким образом, было решено проектировать двигатель со следующими параметрами – диаметр цилиндра: 85-95 мм, ход поршня: 85-95 мм, и объемом двигателя, не менее 4 л, мощностью примерно 350 кВт.

   Таблица 1.1 – Сравнительные характеристики аналогов двигателя

1.6 Предлагаемый вариант решения задания

Исходя из анализа патентных данных, было принято решение о проектировании двигателя внутреннего сгорания, работающего на сжиженном нефтяном газе, с системой питания, обеспечивающей устойчивую работу на холостом ходу и дискретным изменением мощности.

1.7 Исходные данные для расчета
Для расчета были выбраны следующие данные:
– частота вращения коленчатого вала n=5000 〖мин〗^(-1);
– степень сжатия ε=10;
– количество цилиндров (расположение) i=8 (V-образное);
– количество тактов τ=4;
– коэффициент избытка воздуха η_М=1,5;

Элементарный состав сжиженного нефтяного газа:
– топливо – пропан-бутановая смесь с 10% содержанием этана;
– пропан C_3 H_8-50%;
– бутан〖 C〗_4 H_8-40%;
– этан〖 C〗_2 H_6-10%;
– давление окружающей среды p_0=0,1 МПа;
– температура окружающей среды Т_0=293 К;
– мощность двигателя N_e=350 кВт.
Исходные данные для расчета, а также тепловой и динамический расчеты, произведены по известным зависимостям [3].

1.13 Расчет основных деталей двигателя на прочность
1.13.1 Расчет поршня

Наиболее напряженным элементом поршневой группы является поршень, воспринимающий высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основными функциями является уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача газовых сил давления с наименьшими потерями кривошипно-шатунному механизму. Поршень представляет собой достаточно сложную деталь, как в отношении самой
конструкции, так и в отношении технологии и подбора материала при его изготовлении. Его рассчитывают на прочность без учета переменных нагрузок, которые возникают в цилиндре от давления в период работы двигателя. Учитывают только нагрузки от максимального давления газов (P_(z max) ) в цилиндре. Расчетными элементами данного типа поршня являются: днище, стенки головки, верхняя кольцевая перемычка, опорная поверхность.
Рисунок 1.19 – Расчетная схема поршня
Основные данные для расчетов:
– диаметр поршня D = 90 мм;
– ход поршня S = 94 мм;
– давление сгорания pz =12,62 МПа;
– площадь поршня F_п = 0,0065 м2;
– масса поршня m_п=0,5 кг;
– наибольшая удельная нормальная сила Nmax=0,0054 Н.
В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений принимаем:
– высоту поршня H=110 мм;
– высоту юбки поршня h_2=80 мм;
– радиальную толщину кольца t=4 мм;
– радиальный зазор в канавке по диаметру ∆t=0,7 мм;
– толщину стенки головки поршня s=10 мм;
– величину верхней кольцевой перемычки h_n=7 мм;
– число масляных каналов n_m=8;
– диаметр масляных каналов d_m=1,2 мм.
Материал поршня – эвтектический алюминиевый сплав с содержанием кремния около 12% α_п=22∙〖10〗^(-6) К^(-1);
Материал гильзы цилиндра – серый чугун 〖 α〗_ц=11∙〖10〗^(-6) К^(-1);
Внешний диаметр опасного сечения:
d_k=D-2∙(t+∆t); (1.99)
d_k=90-2∙(4+0,7)=81,6 мм.
Внутренний диаметр опасного сечения:
d_i=D-2∙(s+t+∆t); (1.100)
d_i=90-2∙(10+4+0,7)=61,6 мм.
Площадь маслоотводных отверстий:
F_1=(d_m∙(d_k-d_i ))/2; (1.101)
F_1=(1,2∙(81,6-61,6))/2=〖12 мм〗^2.
Площадь опасного сечения х – х:
F_хх=[π/4∙(〖d_k〗^2-〖d_i〗^2 )-F_1∙n_m ]; (1.102)
F_хх=[3,14/4∙(〖81,6〗^2-〖61,6〗^2 )-12∙8]∙〖10〗^(-6)=〖0,0021 м〗^2.
– максимальная сжимающая сила:
P_max=p_zд∙F_п; (1.103)
P_max=12,62∙0,0065=0,082 мН
– напряжение сжатия:
σ_сж=P_max/F_хх ; (1.104)
σ_сж=0,082/0,0021=38,11 МПа.
Напряжение разрыва в сечении х – х.
– максимальная угловая скорость холостого хода:
ω_(хх.max)=(π∙n_(хх.max))/30; (1.105)
ω_(хх.max)=(3,14∙5000)/30=523 рад/с.
– масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х –х:
m_хх=0,5∙m_п; (1.106)
m_хх=0,6∙0,5=0,3 кг.
– максимальная разрывающая сила:
P_j=m_хх∙R∙〖ω_(хх.max)〗^2∙(1+λ); (1.107)
P_j=0,3 ∙0,0455∙〖523〗^2∙(1+0,28)∙〖10〗^(-6)=0,00479 МН.
– напряжение разрыва:
σ_р=P_j/F_хх ; (1.108)
σ_р=0,00479/0,0021=2,22 МПа.
Напряжения в верхней кольцевой перемычке:
– среза:
τ=0,0314∙p_zд∙D/h_n ; (1.109)
τ=0,0314∙12,62∙90/8=5,15 МПа. – изгиба:
σ_из=0,0045∙p_zд∙(D/h_n )^2; (1.110)
σ_из=0,0045∙12,62∙(90/8)^2=9,59 МПа.
– сложное:
σ_Σ=√(〖σ_из〗^2+4∙τ^2 ); (1.111)
σ_Σ=√(〖9,59〗^2+4∙〖5,15〗^2 )=14,08 МПа.
Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установки оптимальных диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при различных тепловых нагрузках, возникающих в процессе работы двигателя.
Диаметр головки поршня:
∆_г=0,006∙D; (1.112)
∆_г=0,007∙90=0,637 мм;
D_г=D-∆_г; (1.113)
D_г=90-0,637=90,363 мм.

Диаметр юбки поршня:
∆_ю=0,002∙D; (1.114)
∆_ю=0,002∙90=0,18 мм;
D_ю=D-∆_ю; (1.115)
D_ю=90-0,196=90,818 мм.
Диаметральные зазоры в горячем состоянии
Головки:
∆_(г_1 )=D∙[1+α_ц∙(T_ц-T_0 )]-D_г∙[1+α_п (T_г-T_0 )]; (1.116)
∆_(г_1 )=90∙[1+11∙〖10〗^(-6)∙(388-293)]-90,36∙[1+22∙〖10〗^(-6)∙(493-293)]=
=0,428 мм;
Юбки:
∆_(ю_1 )=D∙[1+α_ц∙(T_ю-T_0 )]-D_ю∙[1+α_п (T_ю-T_0 )]; (1.117)
∆_(ю_1 )=90∙[1+11∙〖10〗^(-6)∙(428-293)]-89,81∙[1+22∙〖10〗^(-6)∙(428-293)]=
=0,152 мм,
где T_ц=388° К, T_г=493° К, T_ю=428° К, приняты с учетом жидкостного охлаждения двигателя.

1.13.2 Расчет поршневых колец

Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок, выполняя три основные функции:
– герметизации надпоршневого пространства в целях максимально
возможного использования тепловой энергии топлива;
– отвода избыточной доли теплоты от поршня в стенки цилиндра;
– «управления маслом», т.е. рациональное распределение масляного слоя по зеркалу цилиндра и ограничения попадания масла в камеру сгорания.
Материал кольца – легированный чугун.
Модуль упругости материала E=〖1∙10〗^5 МПа.
Коэффициент линейного расширения α_К=11∙〖10〗^(-6) 1/К.
Разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состоянии:
A_0=3∙t; (1.118)
A_0=3∙4=12 мм.
Среднее давление кольца на стенку гильзы цилиндра:
p_ср=0,152∙E∙(A_0/t)/((D/t-1)^3∙D/t); (1.119)

p_ср=0,152∙〖1∙10〗^5 ∙((12 )/4)/((91/4-1)^3∙91/4)=0,194 МПа.
Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности при грушевидной форме эпюры давления
p=p_ср∙μ_(K,) (1.120)
где μ_K – переменный коэффициент, определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на стенку цилиндра.

Рисунок 1.20 –Грушевидная эпюра давления компрессионного кольца

Напряжение изгиба кольца:
– в рабочем состоянии:
σ_из1=2,61∙p_ср∙(D/t-1)^2; (1.121)
σ_из1=2,61∙0,143∙(90/4-1)^2=240,52 МПа.
– при надевании кольца на поршень:
σ_из2=(4∙E∙(1-0,114∙A_0/t))/(m∙(D/t-1,4)∙D/t), (1.122)
где m=1,57 – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца,
σ_из2=(4∙〖1∙10〗^5∙(1-0,114∙12/4))/(1,57∙(90/4-1,4)∙91/4)=402,84 МПа.
Монтажный зазор в прямом замке поршневого кольца в холодном состоянии
∆_К=∆_К1+π∙D∙(α_К∙(T_K-T_0 )-α_ц∙(T_ц-T_0 )), (1.123)
где минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя ∆_К1=0,08 мм;
температура кольца в рабочем состоянии T_K=498° К;
∆_К=0,08+3,14∙90∙(11∙10-6(498-293)- 11∙10-6∙(388-293) )=0,116 мм.

1.13.3 Расчет поршневого пальца

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к материалам, применяемым для изготовления пальцев, предъявляют требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные никелем и хромом стали с твердой
поверхностью и вязкой основой.
Основные данные для расчета:
– наружный диаметр пальца d_п=45 мм;
– внутренний диаметр пальца d_в=27 мм;
– длина пальца l_п=70 мм;
– расстояние между торцами бобышек b=34 мм;
– материал поршневого пальца сталь 12ХНЗА;
– модуль упругости материала E=2,2∙〖10〗^5 МПа.
Расчетная сила, действующая на поршневой палец:
– газовая
P_(z.max)=p_zд∙F_п; (1.124)
P_(z.max)=12,62∙0,0065=0,082 МН;
– инерционная
P_j=-m_п∙R∙ω^2∙(1+λ); (1.125)
P_j=-0,5∙47∙〖10〗^(-3)∙〖523〗^2∙(1+0,28)∙〖10〗^(-6)=-0,008 МН;
– расчетная
P=P_(z.max)+k∙P_j; (1.126)
P=0,082+0,72∙(-0,008)=0,076 МН,
где k=0,72 – коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.
Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:
q_ш=P/(d_п∙l_ш∙〖10〗^(-6) ); (1.127)
q_ш=0,076/(45∙70∙〖10〗^(-6) )=53,22 МПа.
Удельное давление пальца на бобышки:
q_б=P/(d_п∙(l_п-b)∙〖10〗^(-6) ); (1.128)
q_б=0,076/(45∙(70-34)∙〖10〗^(-6) )=47,31 МПа.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:
α=d_в/d_п ; (1.129)
α=27/45=0,6.
σ=(P∙(l_П+2b-1.5l_Ш ))/(1,2·(1-α^4 )∙〖d_п〗^3∙〖10〗^(-6) ) ; (1.130)
σ=(0,076∙(70+2∙34-1,5·32))/(1,2·(1-〖0,6〗^4 )∙〖45〗^3∙〖10〗^(-6) )=72,47 МПа.

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:
τ=(0,85∙P∙(1+α+α^2 ))/((1-α^4 )∙〖d_п〗^2∙〖10〗^(-6) ); (1.131)
τ=(0,85∙0,076∙(1+0,6+〖0,6〗^2 ))/((1-〖0,6〗^4 )∙〖45〗^2∙〖10〗^(-6) )=72,44 МПа.
а – распределение нагрузки, б – эпюры напряжений
Рисунок 1.21 – Расчетная схема поршневого пальца:

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:
〖∆d〗_(n.max)=(1,35∙P)/(E∙l_п∙〖10〗^(-6) )∙((1+α)/(1-α))^3∙[0,1-(α-0,4)^3 ]; (1.132)
〖∆d〗_(n.max)=(1,35∙0,076)/(2∙〖10〗^5∙70∙〖10〗^(-6) )∙((1+0,6)/(1-0,6))^3∙[0,1-(0,6-0,4)^3 ]=0,039 мм.
Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:
– в горизонтальной плоскости:
σ_α0=(15∙P)/(d_п∙l_п∙〖10〗^(-6) )∙[0,19∙((2+α)∙(1+α))/(1-α)^2 -1/(1-α)]× (1.133)
×[0.1-(α-0,4)^3 ];
〖 σ〗_α0=(15∙0,076)/(45∙70∙〖10〗^(-6) )∙[0,19∙((2+0,6)∙(1+0,6))/(1-0,6)^2 -1/(1-0,6)]×
×[0,1-(0,6-0,4)^3 ]=81,93 МПа;

– в вертикальной плоскости:
σ_α90=-(15∙P)/(d_п∙l_п∙〖10〗^(-6) )∙[0,174∙((2+α)∙(1+α))/(1-α)^2 +0,636/(1-α)]× (1.134)
×[0,1-(α-0,4)^3 ];
σ_α90=-(15∙0,076)/(45∙70∙〖10〗^(-6) )∙[0,174∙((2+0,6)∙(1+0,6))/(1-0,6)^2 +0,636/(1-0,6)]××[0,1-(0,6-0,4)^3 ]=-205,3 МПа.
Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:
– в горизонтальной плоскости:
σ_i0=-(15∙P)/(d_п∙l_п∙〖10〗^(-6) )∙[0,19∙((1+2α)∙(1+α))/((1-α)^2∙α)+1/(1-α)]× (1.135)
×[0,1-(α-0,4)^3 ];
σ_i0-(15∙0,076)/(45∙70∙〖10〗^(-6) )∙[0,19∙((1+2·0,6)∙(1+0,6))/((1-0,6)^2∙0,6)+1/(1-0,6)]×
×[0,1-(0,6-0,4)^3 ]=-317,87 МПа.
– в вертикальной плоскости:
σ_i90=(15∙P)/(d_п∙l_п∙〖10〗^(-6) )∙[0,174∙((1+2α)∙(1+α))/((1-α)^2∙α)+0,636/(1-α)]× (1.136)
×[0,1-(α-0,4)^3 ];
σ_i90=(15∙0,076)/(45∙70∙〖10〗^(-6) )∙[0,174∙((1+2·0,6)∙(1+0,6))/((1-0,6)^2∙0,6)+0,636/(1-0,6)]×
×[0,1-(0,6-0,4)^3 ]=102,41 МПа.
Вывод: при выбранных размерах поршня, пальца и поршневых колец напряжения, возникающие от силы давления газов и сил инерции, при работе двигателя не превышают допустимых значений.
1.14 Расчет шатунной группы

Шатун является частью кривошипно-шатунного механизма двигателя и служит для передачи усилий от поршня к коленчатому валу и, наоборот, от
коленчатого вала к поршню. Расчётными элементами шатунной группы являются поршневая и кривошипная головки, стержень шатуна и шатунные болты. На рис.1.22 приведена расчётная схема шатуна. При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготовляют из марганцовистых, хромистых, хромоникелевых сталей с содержанием углерода 0,30-0,45%. Для повышения усталостной прочности при достаточной вязкости и пластичности стальные шатуны подвергают в процессе штамповки промежуточной термообработке, а после штамповки – полированию, обдувке дробью, нормализации, закалке и отпуску.
Рисунок 1.22 – Расчетная схема шатунной группы
1.14.1 Расчет поршневой головки шатуна
– масса шатуна m_ш=0,8 кг;
– ход поршня S=162,5 мм;
– диаметр поршневого пальца d_п=45 мм;
– длина верхней головки шатуна l_ш=32 мм;
– наружный диаметр головки шатуна d_г=58 мм;
– внутренний диаметр головки шатуна d=48 мм;
– радиальная толщина стенки головки h_г=5 мм;
– материал шатуна – сталь 40Х E_ш=2,2∙〖10〗^5 МПа;
и так далее

Выводы  был проведен патентный обзор, рассмотрены конструкции аналогичных устройств, а также определено направление разработки. Произведен тепловой, динамический и кинематический расчеты, а также прочностной расчет поршня, кольца, пальца и шатуна, показавший, что при выбранных размерах нижней и верхней головок, размерах сечения стержня шатуна, шатунных болтов напряжения, возникающие от силы давления газов и сил инерции, при работе двигателя не превышают допустимых значений. Сравнительные характеристики аналога и спроектированного ДВС показаны в таблице 1.