Судовой четырехтактный двигатель 4 ЧН 15/18

Размещено на http://www.allbest.ru/

Судовой четырехтактный двигатель 4 ЧН 15/18

1. Анализ двигателя-прототипа

1.1 Анализ показателей и параметров двигателя прототипа

1. Номинальная эффективная мощность:

Прототип имеет N_e= 115 кВт, по заданию следует оставить неизменной.

2. Максимальное давление сгорания:

Р_z =7,8 МПа - с точки рассмотрения повышения среднего эффективного давления требуется повысить.

3. Степень сжатия:

е =14 - не соответствует современным достижениям, низкая степень ограничена конструктивными особенностями камеры сгорания, следовательно, надо найти конструктивное решение повышения степени сжатия.

4. Удельный расход дизельного топлива:

g_e = 248 г/кВт*ч - целесообразно уменьшить.

1.2 Анализ особенностей конструкции двигателя-прототипа

1. Картер дизеля состоит из двух половин, отлитых из чугуна или алюминиевого сплава и соединенных шпильками. Плоскость разъема картера совпадает с горизонтальной осью коленчатого вала. В поперечных перегородках верхней половины картера установлены коренные подшипники. Вкладыши коренных подшипников взаимозаменяемые, на стальной основе, залитые свинцовистой бронзой и покрытые слоем свинца с добавкой олова.

2. Головка блока, отлитая из алюминиевого сплава, - общая для шести цилиндров и имеет на каждый цилиндр по два впускных и два выпускных клапана.

3. Поршень литой из алюминиевого сплава, с тремя уплотнительными и двумя маслосъемным кольцами. Поршневой палец плавающего типа, стальной, полый.

4. Коленчатый вал штампованный из легированной стали. В передней части вала установлена коническая шестерня привода механизма передач, противоположный конец имеет фланец для крепления маховика.

5. Топливная система включает топливоподкачивающий насос коловратного типа, фильтр, насос высокого давления, форсунки закрытого типа и трубопроводы. Топливный насос высокого давления - плунжерный, блочный.

6. Система смазки дизеля - циркуляционная под давлением, с «сухим» картером.

7. Наддув дизелей осуществляется турбокомпрессором типа ТКР-14Н. 8. Смазка подшипников и охлаждение турбокомпрессора производится маслом и охлаждающей жидкостью, отводимыми соответственно от систем смазки и охлаждения дизеля.

9. Пуск дизеля может производиться электростартером от аккумуляторных батарей или сжатым воздухом.

1.3 Задачи проекта

Для достижения поставленной цели в проекте предстоит решить следующие задачи:

1. Выполнить расчет рабочего цикла проектируемого двигателя, предусмотрев увеличение степени сжатия, увеличение максимального давления сгорания, а также снижения степени повышения давления по сравнению с указанными параметрами двигателя-прототипа;

2. В целях получения исходного материала для предстоящих в дальнейшем расчетов прочности деталей двигателя и для их конструирования выполнить динамический анализ кривошипно-шатунного механизма двигателя;

3. Предложить изменение конструкции деталей дизеля, в соответствии с современными тенденциями.

2. Расчет рабочего цикла двигателя

2.1 Выбор и обоснование исходных данных расчета рабочего цикла двигателя

Максимальное давление цикла принимаем более высоким, чем в прототипе. Это явилось следствием повышения л и е. Принимаем

Р_z = Р_zmax = 14 МПа

Действительную степень сжатия е = 14 увеличиваем до значения

е = 20;

Степень повышения давления л=1,543 увеличиваем до л = 1,6

2.2 Расчёт рабочего цикла двигателя

Расчет выполнен по программе DVS. В ней реализована методика Гриневецкого-Мазинга с некоторыми изменениями. Отличия состоят в том, что с целью повышения точности оценки адиабатного теплоперепада в турбинах агрегатов наддува учтена переменность теплоемкости газа при расширении в турбине наддувочного агрегата, а также введена расчетная оценка показателя адиабаты.

В программе DVS реализован алгоритм, в котором постоянные величины, используемые в расчете, приняты для дизельного топлива среднего состава ( = 0,87; = 0,126; = 0,004, где - массовые доли соответственно углерода, водорода и кислорода). Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива = 0,495 кмоль/кг.

Исходные данные расчета указаны в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Исходные данные расчета рабочего цикла дизеля

№ пункта	Наименование величины	Обозначение	Значение	Размерность
1	Эффективная мощность двигателя		115	115	кВт
2	Частота вращения коленчатого вала		1500	1500	мин-1
3	Диаметр цилиндра		0,15	0,15	м
4	Ход поршня		0,18	0,18	м
5	Коэффициент тактности		0,5	0,5	-
6	Число цилиндров		4	4	-
7	Давление наддува (продувки)		0,145	0,134	МПа
8	Температура воздуха перед цилиндром		300	300	К
9	Давление окружающей среды		0,1	0,1	МПа
10	Температура окружающей среды		300	300	К
11	Давление газа в выпускном трубопроводе после турбины (при двухступенчатом расширении газа - после Т2) или после цилиндров Д в схеме с механическим наддувом		0,104	0,104	МПа
12	Доля хода поршня, потерянная на продувку		0	0	-
13	Коэффициент избытка воздуха для сгорания		2,0	2,0	-
14	Температура воздуха после воздухоохладителя первой ступени		300	300	-
15	Коэффициент продувки		1,05	1,05	-
16	Степень сжатия		14	20	-
17	Степень повышения давления при сгорании		1,543	1,60	-
18	Предельно допустимое давление сгорания		7,80	14,0	МПа
19	Коэффициент остаточных газов		0,05	0,05	-
20	Температура остаточных газов		756,7	716,0	К
21	Сопротивление на входе в компрессор первой ступени		0,005	0,005	МПа
22	Подогрев заряда от стенок цилиндра		20,0	20,0	К
23	Сопротивление воздухоохладителя первой ступени		0,006	0,006	МПа
24	Сопротивление воздухоохладителя второй ступени		0	0	МПа
25	Коэффициент использования теплоты в точке «» цикла		0,803	0,803	-
26	Коэффициент использования теплоты в конце сгорания		0,91	0,91	-
27	Отношение давления в начале сжатия к давлению наддува		0,94	0,94	-
28	Отношение давления перед турбиной высокого давления (Т1) к давлению наддува		0,94	0,94	-
29	Коэффициент импульсности потока газов		1,1	1,1	-
30	Коэффициент полноты индикаторной диаграммы		0,96	0,96	-
31	Степень повышения давления в компрессоре второй ступени (К2)		1,0	1,0	-
32	Адиабатный КПД компрессора первой ступени (К1)		0,8	0,8	-
33	Адиабатный КПД компрессора второй ступени (К2)		1,0	1,0	-
34	Механический КПД К1		0,97	0,97	-
35	Механический КПД К2		1,0	1,0	-
36	Механический КПД собственно двигателя		0,78	0,78	-
37	Давление после турбины высокого давления (Т1) или перед турбиной низкого давления (Т2)		0,104	0,104	МПа
38	Внутренний КПД Т1		0,8	0,8	-
39	Внутренний КПД Т2		1,0	1,0	-
40	Показатель адиабаты газов в Т1		1,343	1,345	-
41	Показатель адиабаты газов в Т2		1,33	1,33	-
42	Показатель политропы расширения газов при истечении из цилиндра		1,30	1,30	-
43	Низшая теплота сгорания топлива		42700	кДж/кг
44	Индикаторный КПД		0,441	0,482
45	Эффективное давление		0,723	0,723	МПа
46	Эффективный расход топлива		0,248	0,226	Кг/кВт*ч
47	Эффективный КПД		0,344	0,376

Рисунок 2.1 - Характерные точки и параметры расчетного цикла ДВС

2.3 Расчёт и построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма (ИД) служит исходным материалом для динамического и прочностного расчетов двигателя. Расчет и построение ИД выполнены по методике П.А. Гордеева.

Результаты расчета ИД проектируемого двигателя представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2 - Расчет к построению индикаторной диаграммы

1,0	=20,0	1,0	=0,126	1,0	=0,349
1,25	16,0	1,36	0,17	1,33	0,46
1,50	13,3	1,74	0,22	1,68	0,59
2,0	10,0	2,58	0,33	2,42	0,84
2,5	8,0	3,49	0,44	3,22	1,12
3,0	6,67	4,48	0,56	4,06	1,42
4,0	5,0	6,63	0,84	5,86	2,05
5,0	4,0	8,99	0,95	7,79	2,72
6,0	3,33	11,54	1,45	9,84	3,43
7,0	2,86	14,24	1,79	11,98	4,18
8,0	2,5	17,09	2,15	14,20	4,96
9,0	2,22	20,07	2,53	16,50	5,76
10,0	2,0	23,17	2,92	18,88	6,59
11,0	1,82	26,39	3,33	21,32	7,44
12,0	1,67	29,72	3,74	23,82	8,31
13,0	1,54	33,15	4,18	26,39	9,21
14,0	1,43	36,68	4,62	29,00	10,12
15,0	1,33	40,31	5,08	31,67	10,96
16,0	1,25	44,02	5,55	34,39	12,00
17,0	1,18	47,81	6,02	37,16	12,97
18,0	1,11	51,69	6,51	39,97	13,95
19,0	1,05	55,65	7,01	42,82	14,94
20,0	1,0	59,69	7,14	45,72	15,96

В таблице:

- полный объем цилиндра;

- текущий объем цилиндра;

- текущая степень сжатия;

- степень сжатия (полная);

,, - объемы цилиндра в точках цикла , и соответственно;

, - показатели политроп сжатия и расширения соответственно;

, - текущее давление в процессах соответственно сжатия и расширения;

,,, - давления в точках цикла «a», «с», «z» и «b» соответственно;

- степень последующего расширения.

По результатам расчета на рисунке 2.2 построена индикаторная диаграмма.

По индикаторной диаграмме проверяем среднее индикаторное давление цикла, МПа:

= (4200/435)*0,1= 0,965

где - площадь диаграммы на чертеже, мм²;

- длина диаграммы от ВМТ до НМТ, соответствующая , мм;

- масштаб давлений по оси ординат, МПа/мм.

Расхождение значения , найденного по диаграмме, с расчетным (см. расчет цикла) составило 4%, что в соответствии с методическими указаниями можно считать допустимым.

2.4 Исследование влияния факторов на показатели и параметры рабочего цикла двигателя (УИРС)

Основные показатели работы дизеля при изменении при лv

№ п/п	Наименование величины	Размерность	Обозначение	е=14	е=16	е=18
1	Эффективная мощность	кВт		115	115	115
2	Максимальное давление цикла	МПа		7,8	7,8	7,8
3	Степень повышения давления лv	-		1,543	1,295	1,106
4	Коэффициент использования теплоты	-		0,91	0,91	0,91
5	Коэффициент использования теплоты в точке Z	-		0,803	0,803	0,803
6	Давление в цилиндре в начале сжатия	МПа	pa	0,136	0,136	0,136
7	Коэффициент избытка воздуха	-	б	2,0	2,0	2,0
8	Температура газа	К	Tг	757	751	749
9	Среднее индикаторное давление	МПа	pi	0,927	0,927	0,927
10	Индикаторный КПД	-	зi	0,441	0,446	0,449
11	Индикаторная мощность	кВт	Ni	147,45	147,45	147,45
12	Среднее эффективное давление	МПа	pe	0,723	0,723	0,723
13	Эффективный КПД	-	зe	0,344	0,348	0,350
14	Удельный эффективный расход топлива	кг/(кВт•ч)	ge	0,248	0,245	0,243

Основные показатели работы дизеля при изменении при л=const

№ п/п	Наименование величины	Размерность	Обозначение	е=14	е=16	е=18	е=20
1	Эффективная мощность	кВт		115	115	115	115
2	Максимальное давление цикла	МПа		7.8	9,87	11,93	14
3	Степень повышения давления л	-		1,6	1,6	1,6	1,6
4	Коэффициент использования теплоты	-		0,91	0,91	0,91	0,91
5	Коэффициент использования теплоты в точке Z	-		0,803	0,803	0,803	0,803
6	Давление в цилиндре в начале сжатия	МПа	pa	0,136	0,132	0,129	0,126
7	Коэффициент избытка воздуха	-	б	2,0	2,0	2,0	2,0
8	Температура газа	К	Tг	756	741	728	716
9	Среднее индикаторное давление	МПа	pi	0,927	0,927	0,927	0,927
10	Индикаторный КПД	-	зi	0,441	0,458	0,471	0,482
11	Индикаторная мощность	кВт	Ni	147,45	147,45	147,45	147,45
12	Среднее эффективное давление	МПа	pe	0,723	0,723	0,723	0,723
13	Эффективный КПД	-	зe	0,344	0,357	0,368	0,376
14	Удельный эффективный расход топлива	кг/(кВт•ч)	ge	0,248	0,238	0,232	0,226

Основные показатели работы дизеля при изменении при л^

№ п/п	Наименование величины	Размерность	Обозначение	е=18	е=18	е=18	е=18
1	Эффективная мощность	кВт		115	115	115	115
2	Максимальное давление цикла	МПа		10,7	11,3	11,6	12
3	Степень повышения давления л^	-		1,6	1,7	1,75	1,8
4	Коэффициент использования теплоты	-		0,91	0,91	0,91	0,91
5	Коэффициент использования теплоты в точке Z	-		0,803	0,803	0,803	0,803
6	Давление в цилиндре в начале сжатия	МПа	pa	0,129	0,128	0,128	0,128
7	Коэффициент избытка воздуха	-	б	2,0	2,0	2,0	2,0
8	Температура газа	К	Tг	731	729	728	728
9	Среднее индикаторное давление	МПа	pi	0,927	0,927	0,927	0,927
10	Индикаторный КПД	-	зi	0,471	0,473	0,474	0,475
11	Индикаторная мощность	кВт	Ni	147,45	147,45	147,45	147,45
12	Среднее эффективное давление	МПа	pe	0,723	0,723	0,723	0,723
13	Эффективный КПД	-	зe	0,368	0.369	0,370	0,371
14	Удельный эффективный расход топлива	кг/(кВт•ч)	ge	0,232	0,231	0,230	0,230

Основные показатели работы дизеля при изменении при л^, ^

№ п/п	Наименование величины	Размерность	Обозначение	е=18	е=18	е=18	е=18
1	Эффективная мощность	кВт		115	115	115	115
2	Максимальное давление цикла	МПа		12	12	12	12
3	Степень повышения давления лv	-		1,8	1,8	1,8	1,8
4	Коэффициент использования теплоты	-		0,91	0,91	0,91	0,91
5	Коэффициент использования теплоты в точке Z	-		0,803	0,82	0,84	0,86
6	Давление в цилиндре в начале сжатия	МПа	pa	0,128	0,126	0,123	0,121
7	Коэффициент избытка воздуха	-	б	2,0	2,0	2,0	2,0
8	Температура газа	К	Tг	728	736	745	754
9	Среднее индикаторное давление	МПа	pi	0,927	0,927	0,927	0,927
10	Индикаторный КПД	-	зi	0,475	0,484	0,494	0,505
11	Индикаторная мощность	кВт	Ni	147,45	147,45	147,45	147,45
12	Среднее эффективное давление	МПа	pe	0,723	0,723	0,723	0,723
13	Эффективный КПД	-	зe	0,371	0,378	0,386	0,394
14	Удельный эффективный расход топлива	кг/(кВт•ч)	ge	0,230	0,225	0,221	0,216

2.5 Выводы по разделу

Анализ возможности улучшения экономичности базового дизеля 4ЧН 15/18.

Одной из основных задач отечественного дизелестроения является улучшение экономичности дизелей. Анализ показателей работы дизелей различных зарубежных и российских фирм, показывает, что отечественные дизеля уступают по удельному эффективному расходу топлива аналогичным по классу дизелям иностранных фирм более 10%. Как правило предприятие - изготовитель имеет ряд дизелей определенной размерности и оборотистости, которые проходят модернизацию и являются базовыми для создания новых двигателей. В курсовом проекте предпринята попытка улучшения экономичности дизеля 4ЧН 15/18.

Для решения этой задачи была увеличена степень сжатия дизеля от 14 до 20. При этом мощность дизеля 4ЧН 15/18 оставалась неизменной и равной 115 кВт. Максимальное давление сгорания изменилось с 7,8 МПа до 14 Мпа. Анализ результатов расчетов показал, что экономичность дизеля (удельный эффективный расход топлива) улучшилась, но незначительно с 0,248 до 0,226 на 8,87%, так как одновременно с увеличением е, уменьшалась л, и Р_к, для сохранения Р_z =X_ВП *Р_к *еⁿ *л, где X_ВП - гидравлические потери во впускных клапанах. Улучшение экономичности дизеля объясняется тем, что при росте е цикл приближается к изобарному и является более выгодным с термодинамической стороны. Если отпустить мощность и максимальное давление сгорания (увеличить), то при росте е, можно добиться сохранения л, и улучшение экономичности будет значительно существеннее с 0.246 до 0.226 на 8.87%. Следующей попыткой улучшить экономичность было увеличение л при постоянной е, и удельный эффективный расход топлива не значительно уменьшился с 0,232 до 0,230 на 0,86%. Это объясняется тем, что при одинаковой степени сжатия е, более экономичным будет изохорный цикл, при росте л. Это объясняется, меньшими тепловыми потерями при сгорании топлива (более раннее сгорание). Так как цикл приблизился к изохорному и следовательно уменьшилось догорание топлива на линии расширения, можно несколько увеличить коэффициент использования теплоты и в точке Z . Таким образом из расчетов видно, что при увеличении е, л и , экономичность дизеля улучшается (удельный эффективный расход топлива уменьшается с 0,232 до 0,216 т.е. на 6,89%).

3. Силовой анализ кривошипно-шатунного механизма двигателя

двигатель цикл кривошипный шатунный

3.1 Цель силового анализа двигателя

Цель силового анализа кривошипно-шатунного механизма (КШМ) состоит в определении сил, действующих в элементах механизма, для последующего расчета их прочности, оценки удельных нагрузок на подшипники и степени неравномерности вращения коленчатого вала.

3.2 Методика расчета

Методика расчета подробно изложена в конспекте лекций по дисциплине «СГЭО» и в учебнике. Методика реализована в компьютерной программе КРУИС.

Исходным материалом расчета являются параметры индикаторной диаграммы (ИД), постоянная КШМ, фазы газораспределения и некоторые общие характеристики двигателя (коэффициент тактности; число цилиндров в двигателе; число цилиндров, работающих на одну шейку коленчатого вала).

В результате расчета динамики программа выдает четыре таблицы, из которых в данном проекте используются только таблицы 1 и 3. В них для каждого углового положения КШМ (в єп.к.в.) с шагом, заданным в исходных данных, указаны силы, отнесенные к площади поршня (поэтому размерность «сил» - МПа) и действующие на элементы КШМ, включая коленчатый вал.

Первая таблица «Усилия в деталях КШМ» содержит следующие столбцы:

0 - текущее положение КШМ, єп.к.в.;

1 - давление газов на поршень , МПа;

2 - избыточное давление газов на поршень (для Ч-ДВС: ; для Д-ДВС: ), МПа;

3 - движущая сила , МПа;

4 - нормальная сила (или ), МПа;

5 - сила, действующая по оси шатуна , МПа;

6 - «вертикальная» сила, действующая на поршневой палец, МПа;

7 - полное давление в поршневом (головном) подшипнике, МПа;

8 - радиальная составляющая на шатунной шейке, МПа;

9 - тангенциальная составляющая на шатунной шейке, , МПа;

10 - полное давление в шатунном подшипнике, МПа;

11 - текущее положение КШМ (дублирование столбца «0»), єп.к.в.

В третьей таблице «Усилия в коренных шейках коленчатого вала» для каждого расчетного углового положения кривошипа первого цилиндра указаны значения «набегающей» тангенциальной силы, скручивающей коренные шейки коленчатого вала, принадлежащие различным цилиндрам многоцилиндрового двигателя. Номер столбца таблицы означает номер цилиндра, которому соответствует коренная шейка коленчатого вала. Таким образом, в крайнем правом столбце результатов вычислений даны значения суммарной тангенциальной силы , МПа, скручивающей последнюю коренную шейку (действующей на выходном фланце двигателя и определяющей его крутящий момент).

С использованием диаграммы и эмпирической зависимости для момента инерции КШМ может быть рассчитана степень неравномерности вращения коленчатого вала.

3.3 Исходные данные расчета

Раздел характеристик двигателя

 = 4 - тактность двигателя (в используемой программе: = 4 для
Ч-ДВС и = 2 для Д-ДВС);

= 4 - число цилиндров двигателя;

= 1 - число цилиндров, работающих на одну шатунную шейку коленчатого вала (для рядного двигателя =1, для V-образного =2);

= 0 - число нащечных противовесов коленчатого вала (в данном расчете противовесы не учтены).

Раздел порядка вспышек в цилиндрах

Принят следующий порядок работы цилиндров: 1-3-2-4;

Раздел характеристик КШМ

= 1500 - частота вращения вала двигателя, мин-¹;

=0,25 - постоянная КШМ (отношение радиуса прототипа к длине шатуна; значение определено по чертежу двигателя);

= 10 - расчетный интервал, єп.к.в.;

Давления , а также параметры приняты по результатам расчета рабочего цикла двигателя (см. раздел 2 проекта):

=0,126 - давление в цилиндре в начале процесса сжатия, МПа;

= 7,556 - давление в конце процесса сжатия, МПа;

= 12,089 - максимальное давление цикла, МПа;

= 0,349 - давление в конце процесса расширения, МПа;

= 0,100 - давление в подпоршневой полости, МПа (для Ч-ДВС ; для Д-ДВС );

= 20 - степень сжатия;

= 1,243 - степень предварительного расширения;

=1,365 - показатель политропы сжатия;

= 1,276 - показатель политропы расширения;

= 0 - доля хода поршня, потерянная при сжатии за счет газораспределительных органов (для Ч-ДВС принимают = 0; для Д-ДВС значение обычно определяется высотой продувочных окон);

=0,1 - доля хода поршня, потерянная при расширении за счет газораспределительных органов; при угле опережения открытия выпускных клапанов = є п.к.в. до НМТ значение =.

= 15 - диаметр цилиндра, см;

= 9 - радиус кривошипа, см;

Массы:

= 4,5 - масса поршня, кг; = 5,6 - масса шатуна, кг; = 6,9 - масса колена вала, кг.

3.4 Результаты расчета сил в КШМ двигателя

Схема векторов сил в КШМ для положения механизма, указанного в задании, показана на рисунке 3.1. Модули векторов сил определены по распечатке результатов работы программы КРУИС, размещенной в ПРИЛОЖЕНИИ 3 (таблица 1).

Диаграммы движущей силы , тангенциальной силы , действующей в одном цилиндре и диаграмма суммарной тангенциальной силы представлены соответственно на рисунках 3.2, 3.3 и 3.4 Значения силы определены по распечатке результатов работы программы КРУИС (таблица 3).

Определение движущей силы выполнено также графическим способом на рисунке 3.5. Различие значений , оцененных расчетным (=3,86) и графическим (=3,8) способами при = 30є п.к.в. после НМТ на такте «рабочий ход», составило 1,5%, что может быть признано допустимым.

На диаграмме указана средняя суммарная тангенциальная сила . Она определена как отношение площади между линией и осью абсцисс к длине диаграммы.

Средний крутящий момент, МН·м, создаваемый многоцилиндровым двигателем

= 0,95 МН*м (3.1)

Проверка правильности расчета и динамики двигателя в целом выполнена по расчетной индикаторной мощности двигателя, кВт:

= 149,15 кВт (3.2)

где - частота вращения коленчатого вала, мин-¹.

Рассчитанная по формуле (3.2) отличается от индикаторной мощности, указанной в расчете рабочего цикла двигателя (=147,45 кВт), на 1,15%. Указанное различие свидетельствует о достаточно высокой точности расчетов и построений диаграмм сил.

3.5 Расчет степени неравномерности вращения коленчатого вала двигателя

Примем, что суммарный момент всех сил сопротивления постоянен и равен (с обратным знаком), то есть в соответствии с формулой (3.1) пропорционален . Тогда в диапазоне углов п.к.в., в котором крутящий момент больше момента сил сопротивления, то есть при > (см. рис. 3.4), создается положительная избыточная работа , которая тратится на увеличение кинетической энергии движущихся деталей, и в результате происходит увеличение . Напротив, в диапазоне углов п.к.в., в котором <, происходит уменьшение .

Степень неравномерности вращения коленчатого вала проектируемого двигателя

= 0,024 (3.3)

где - индикаторная мощность двигателя, кВт;

- приведенный момент инерции движущихся масс, кг·м²;

- частота вращения коленчатого вала, мин-¹;

- отношение избыточной площади диаграммы суммарной тангенциальной силы за один ее период к площади диаграммы за один оборот вала (см. рис. 3.4).

Приведенный момент инерции движущихся масс , входящий в формулу (3.3), может включать в себя ряд составляющих:

, (3.4)

где  - приведенный момент инерции КШМ двигателя;  - моменты инерции соответственно маховика и противовесов. Примем = 0; = 0. Тогда приведенный момент инерции КШМ, рассчитанный по эмпирической формуле Терских:

= 1,64 (3.5)

Примем, что проектируемый дизель предназначен для работы на гребной винт. Рассчитанная попадает в интервал рекомендованных значений 1/20 - 1/50. Это означает, что в данном случае нет необходимости в установке маховика.

3.6 Выводы по разделу

3.5.1 Из расчетов следует, что максимальная тангенциальная сила в КШМ одного цилиндра имеет место при положении угле поворота коленчатого вала =20 єп.к.в. на такте впуска.

3.5.2 Максимальное отрицательное значение тангенциальной силы от работы одного цилиндра соответствует = 700 єп.к.в. на такте выпуска.

3.5.3 В течение насосных ходов поршня существенную роль в формировании кривой тангенциальной силы играют силы инерции поступательно движущихся масс КШМ.

3.5.4 Смена знака нормальной силы, соответствующая перекладке поршня, происходит при углах поворота коленчатого вала 180,285,360,435,540 є п.к.в.

3.5.5 Степень неравномерности вращения коленчатого вала проектируемого двигателя при его работе на расчетном режиме составляет 0,024. Это означает, что в случае использования двигателя в качестве главного двигателя нет необходимости в установке маховика.

4. Описание спроектированного двигателя

4.1 Основная техническая характеристика спроектированного двигателя

В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован двигатель, основные параметры и показатели которого представлены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Основные технические характеристики двигателя

№ пункта	Наименование величины	Обозначение	Значение	Размерность
1	Эффективная мощность двигателя		115	кВт
2	Частота вращения коленчатого вала	n	1500	об/мин
3	Диаметр цилиндра	D	0,15	м
4	Ход поршня	H	0,18	м
5	Число цилиндров	z	4	-
6	Цилиндровая мощность двигателя	N	115,011	кВт
7	Давление наддува(продувки)	p	0,15	МПа
8	Степень сжатия	е	20	-
9	Степень повышения давления при сгорании		1,6	-
10	Максимальное давление сгорания		14	МПа
11	Среднее эффективное давление	pe	0,723	МПа
12	Удельный эффективный расход топлива	ge	0,226	кг/кВт*ч

4.2 Параметры рабочего цикла спроектированного двигателя

Для достижения поставленной в курсовом проекте цели, были изменены параметры рабочего цикла двигателя по сравнению с прототипом. Эти изменения заключаются в следующем:

1. Для обеспечения повышенного уровня среднего эффективного давления р, потребовалось увеличение степени сжатия и максимального давления сгорания р.

2. В целях повышения топливной экономичности было увеличено значение максимального давления цикла р.

3. Достигнутый в проекте сниженный удельный эффективный расход топлива к уровню расходов в современных высокооборотных дизелях.

Количественно изменение основных параметров спроектируемого двигателя показано в таблице 4.2.

Таблица 4.2 - Сопоставление основных технических характеристик двигателя-прототипа и спроектированного дизеля

№	Наименование величины	Обозначение	Значение	Размерность
			Прототип	Проект
1	Эффективная мощность двигателя		115	115	кВт
2	Частота вращения коленчатого вала	n	1500	1500	об/мин
3	Диаметр цилиндра	D	0,15	0,15	м
4	Ход поршня	H	0,18	0,18	м
5	Число цилиндров	z	4	4	-
6	Цилиндровая мощность двигателя	N	115,011	115,011	кВт
7	Давление наддува(продувки)	p	0,15	0,15	МПа
8	Степень сжатия	е	14	20	-
9	Степень повышения давления		1,6	1,543	-
10	Максимальное давление сгорания		7,8	14	МПа
11	Среднее эффективное давление	pe	0,723	0,723	МПа
12	Удельный эффективный расход топлива	ge	0,248	0,226	кг/кВт*ч
13	Макимальная температура сгорания	T	1852	1962	К

4.3 Особенности конструкции спроектированного двигателя

Для достижения поставленной в курсовом проекте цели в конструкцию двигателя-прототипа предложено внести ряд изменений.

1. Поршневые кольца

Для уменьшения механических потерь, т.е. увеличения механического КПД, в проекте предложено убрать 1 уплотнительное и 1 маслосъемное кольцо. Данное предложение может быть реализовано при условии применения современной технологии изготовления колец.

2. ТНВД и форсунка

Для сокращения продолжительности впрыскивания топлива и повышения качества его распыливания предложено увеличить максимальное давление впрыскивания за счет изменения конструктивных параметров ТНВД и форсунки, в частности, за счет изменения скорости движения плунжера ТНВД, а также числа и диаметра сопловых отверстий форсунки.

3. Коленчатый вал

Повышенное максимальное давление цикла в спроектированном двигателе вынуждает увеличить диаметры шеек коленчатого вала. Это позволит получить приемлемый уровень удельных нагрузок в подшипниках вала, обеспечит за счет этого требуемый уровень надежности двигателя.

4.4 Выводы по разделу

В разделе описана конструкция двигателя, содержащая ряд изменений по сравнению с двигателем-прототипом, которые обеспечивают возможность повышения уровня форсировки рабочего процесса при улучшении топливной экономичности двигателя при сохранении уровней его надежности и экологических показателей.

Обоснованы следующие предложения:

1) Увеличить скорость движения плунжера ТНВД;

2) Изменить число и диаметр сопловых отверстий форсунки;

3) Увеличить диаметры шеек коленчатого вала;

4) Изменить количество компрессионных и маслосъемных колец

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта были проанализированы результаты расчета двигателя 4ЧН 15/18 (3Д6) на предмет его модификаций. Была выявлена возможность обеспечения более высоких (по сравнению с прототипом) экономических показателей. Следующим этапом проектирования был расчет рабочего цикла проектированного двигателя с учетом увеличения максимального давления в цикле (до 14 МПа), а также увеличения степени повышения давления (до 1,6) по сравнению с указанными параметрами двигателя-прототипа (р =7,8 МПа, л = 1,6). В третьем разделе курсового проекта проведен динамический анализ кривошипно-шатунного механизма двигателя с использованием компьютерной программы КРУИС, в этом же разделе проведена оценка степени неравномерности вращения коленчатого вала (= 0,024) двигателя, результатом которой стало, что нет необходимости в установке маховика. Четвертым разделом подводится итог выполненной курсовой работы, приведены основные параметры рабочего цикла спроектированного дизеля, а также предложены конструктивные изменения двигателя (п. 4.3). Чертеж двигателя представлен на рис.

В результате выполненной работы был модифицирован двигатель 4ЧН 15/18. Важной целью курсового проекта было улучшение экономических показателей двигателя, в частности, снижение эксплуатационных затрат. Она была достигнута путем снижения удельного эффективного расхода топлива (от 0,248 до 0,226 кг/кВт*ч) за счет увеличения максимального давления цикла и механического КПД.

Были рассмотрены возможности увеличения механического КПД двигателя. Одним из таких направлений стало снижение числа поршневых колец: число компрессионных колец на поршне сокращено до двух и предусмотрено одно маслосъемное кольцо современной конструкции.

В результате проектирования было предусмотрено увеличение степени повышения давления.

Список литературы

1. Автоматизированный расчет рабочего цикла судового ДВС: учеб. Пособие/ В.В. Гаврилов, В.Ю. Мащенко - СПб.:СПбГУВК, 2007. - 58 с.

2. Конспект лекций и практических занятий по дисциплине «СГЭО».

Размещено на Allbest.ru