Звездообразный дизельный двигатель

Одним из основных факторов развития двигателестроения является перевод большей части двигателя на альтернативные виды топлива, в том числе замена легкого топлива на тяжелое.

Добыча и переработка, а также доставка к местам потребления и хранения дизельного топлива по сравнению с высококачественными светлыми нефтепродуктами проще и рентабельнее.

Дизельный двигатель в условиях эксплуатации значительно экономичнее бензинного.

Присущие быстроходным дизелям недостатки заключаются в следующем: производство их значительно сложнее, удельные веса больше, двигатели малооборотны, т. е. требуют при той же мощности затраты большего количества металла.

У дизельного двигателя степень сжатия находится в пределах 16−20 единицы по сравнению с 9−10 у бензиновых двигателей, что обеспечивает более высокий КПД. Кроме того, у дизеля регулирование рабочей смеси в основном качественное, т. е. вне зависимости от частоты вращения коленчатого вала и нагрузки в цилиндры подается практически одинаковое количество воздуха, а количество используемого топлива увеличивается с нагрузкой. Но даже при полной мощности масса впрыскиваемого топлива в 1,5— 1,7 раза меньше, чем у бензинового двигателя такого же рабочего объема. Это означает, что действительная степень сжатия, т. е. давление и температура конца сжатия, не зависит от нагрузки, а рабочая смесь по сравнению с бензиновым двигателем всегда очень бедная. Эти факторы обеспечивают дизелю высокую эффективность сгорания и последующего расширения и на частичных нагрузочных режимах.

В условиях эксплуатации стабильность мощностных показателей и расхода топлива зависит в первую очередь от сопротивления воздухоочистителя, которое влияет на наполнение цилиндров воздухом (в том числе и двигателей с турбонаддувом), угла опережения впрыска топлива, давления начала подъема иглы форсунки (давления начала впрыска), качества распыла топлива форсунками, а также от характера (закона) подачи топлива топливным насосом высокого давления.

Следует отметить, что стабильность регулировочных параметров системы подачи топлива у дизельных двигателей выше, чем у бензиновых. Однако в процессе эксплуатации нужно строго контролировать качество очистки воздуха и топлива, а также исключить возможность перегрева двигателя, что незамедлительно повлияет на работу форсунок и поршневой группы.

Дизельные двигатели более долговечны, чем бензиновые, что объясняется более прочным и жестким выполнением блока цилиндров, коленчатого вала, деталей цилиндро-поршневой группы, головки блока цилиндров и применением дизельного топлива, которое в отличие от бензина в известной степени также является смазочным материалом.

К недостаткам дизельных двигателей следует отнести большую массу, меньшую литровую мощность, повышенный шум из-за высокого давления сгорания и затрудненный пуск при отрицательных температурах окружающего воздуха, особенно у автомобилей прошедших 100 000 км и более. В процессе эксплуатации изнашиваются плунжерные пары топливного насоса высокого давления, нарушается герметичность посадки иглы форсунки, что приводит на низких оборотах при пуске (70—90 оборотов в минуту) к плохому распылению топлива. В то же время в результате появившегося износа цилиндро-поршневой группы на такой частоте вращения заметно увеличивается прорыв сжимаемого воздуха в картер, а значит, давление и температура не достигают значений, необходимых для воспламенения распыленного топлива.

Звездообразные (радиальньные) двигатели позволяют компенсировать ряд недостатков присущих дизельным двигателям. Радиальные двигатели имеют небольшой вес при высокой мощности, поскольку на один кривошип коленчатого вала приходится несколько цилиндров, а картер достаточно компактен. Небольшое число движущихся деталей, возможность обеспечения воздушного охлаждения, повышают надежность и ремонтопригодность звездообразных двигателей.

В данной работе была предпринята попытка создать двигатель, который бы объединил лучшие качества дизельных и звездообразных двигателей.

1. ПАТЕНТНАЯ ПРОРАБОТКА

В дипломном проекте поставлена задача разработки дизельного звездообразного двигателя для городского автобуса, исходя из поставленной задачи, была произведена патентная проработка.

Патентный поиск проводился с использованием фондов Федеральной службы по интеллектуальной собственности, патентам и товарным знакам, а также по некоторым источникам зарубежных стран. Была произведен поиск по патентной документации за последние восемьдесят лет (1930 — 2010).

1.1 Многоцилиндровый двухтактный звездообразный двигатель

Заявка 2 007 106 876/06

Заявлено 04.04.2006

Опубликовано 27.02.2009

Авторы изобретения: Мантеакис Иоаннис (GR), Вулгарелис Антониос (GR)

Патентообладатель: Киосо Корпореишн (JP)

Формула изобретения.

Изобретение относится к двигателям, предназначенным для использования на моделях с объемом порядка 0,30−1,20 кубических дюймов. Техническим результатом является повышение эффективности работы двигателя. Сущность изобретения (рис. 2.1) заключается в том, что двигатель содержит цилиндрический корпус (1), на периметре которого радиально расположены цилиндры (2), внутри которых перемещаются поршни (2а), присоединенные посредством шатунов (6) к системе из равного количества коленчатых валов (8а), которые проходят через цилиндрический корпус (1), и их зубчатые колеса (8b) зацепляются с зубчатым колесом (3а) центральной оси (3) во внутреннем пространстве корпуса (1), который содержит картер двигателя и имеет конструкцию, обеспечивающую заданную компрессию. Особенностью двигателя является равномерное распределение рабочей смеси и одновременное зажигание рабочей смеси во всех цилиндрах при помощи приспособления, содержащего пластинчатый клапан (40).

1.2 Двигатель внутреннего сгорания

Заявка: 97 119 891/06

Заявлено 03.12.1997

Опубликовано 27.02.2000

Авторы изобретения: Грабовский А. А. (RU)

Патентообладатель: Грабовский Александр Андреевич Формула изобретения.

Изобретение может быть использовано в автотракторной технике, специальных машинах, агрегатах питания, а также в стационарных механизмах, где необходимо получение крутящего момента. Звездообразный двигатель (рис. 2.2) выполнен с двумя рядами звезд, лежащих в двух горизонтальных параллельных друг другу плоскостях, цилиндры в которых сдвинуты между собой по фазе на половину угла развала цилиндров в звезде. Поршни каждой из звезд посредством комплекта шатунов шарнирно связаны с соответствующей шатунной шейкой коленчатого вала, состоящего из двух колен, соединенных между собой шатунными шейками под углом 180є относительно друг друга посредством центральной щеки. Коленчатый вал коренными шейками на опорах качения установлен вертикально в верхней и нижней половинках картера, которые между собой соединены обоймой. Последняя выполняет совместно с половинками картера роль основания для остальных механизмов и узлов двигателя. Верхний конец коленчатого вала является приводным для механизмов и систем двигателя, а с нижнего снимается крутящий момент, который через зубчатую пару, цепную передачу или цепной вариатор передается последовательно на механизм сцепления, коробку передач и главную передачу, которые смонтированы в соответствующих полостях корпуса. Корпус прикрепляется к картеру маховиков, образуя с двигателем единый блок. Каждый из цилиндров одной звезды работает в противофазе с диаметрально противоположным цилиндром второй звезды. Для десятицилиндрового двигателя на такте рабочего хода одновременно находятся шесть цилиндров. Двигатель с одинаковым успехом может монтироваться как в переднем, так и в заднем объеме кузова или вообще вне кузова (шасси) автомобиля, а на оси полуприцепа. Технический результат заключается в повышении мощности и экономичности двигателя, а также в упрощении технологического цикла изготовления и сборки двигателя.

2. ПОДРОБНОЕ ОПИСАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ

Двигатель дизельный, четырехтактный, семицилиндровый, звездообразный, четырнадцатиклапанный, однорядный.

Система питания Common Rail.

Порядок работы цилиндров 1−3-5−7-2−4-6.

Основные характеристики двигателя даны в главе 4 таблица 4.1.

Цилиндры двигателя отдельно стоящие, установленные на картере независимо друг от друга, отлиты из высокопрочного алюминиевого сплава. Гильзы цилиндров стальные точеные с верхним опорным фланцем, опирающимся на расточку верхней части цилиндра. Между наружными поверхностями гильз и стенками цилиндра образуется полость охлаждения. Для уплотнения полости охлаждения служат два медных кольца, установленные в проточенные по внутренней поверхности цилиндра канавки.

Головка цилиндров из алюминиевого сплава, кованная, а затем механически обработанная. Цилиндры и головки цилиндров выполнены с ассиметричным оребрением, перпендикулярным оси цилиндра. В головке расположены клапаны механизма газораспределения — по одному впускному и одному выпускному на каждый цилиндр и форсунки. В верхней части головки расположены стойки с коромыслами привода клапанов, сверху головка закрыта крышкой. Клапаны изготовлены из жаропрочной стали. На посадочную фаску выпускного клапана, наплавлен слой твердого сплава. Седла выпускных клапанов, изготовлены из жаропрочного чугуна и запрессованы в головку цилиндров. Направляющие втулки клапанов из пористого порошкового материала с хорошими антифрикционными свойствами.

Картер является основным силовым корпусом двигателя, изготовлен литьем из алюминиевого сплава с последующей механической обработкой. К нему крепятся цилиндры, в нем расположены опорные подшипники коленчатого вала. Кроме того, стенки картера образуют резервуар, обеспечивающий сбор масла, стекающего после смазки трущихся поверхностей деталей двигателя.

В полости картера размещается кривошипно-шатунный механизм. Жесткость картера обеспечивается наличием в нем поперечных стенок. В поперечных стенках сделаны центральные расточки. В них запрессованы и закреплены штифтами стальные цементированные гнезда опорных подшипников коленчатого вала.

К переднему фланцу гнезда переднего подшипника 4 винтами присоединен фланец подачи масла к оси двойной шестерни привода механизма газораспределения. Он является также упором, ограничивающим продольные перемещения коленчатого вала вперед. Задним упором подшипника и вала является внутренний буртик переднего гнезда.

В нижнюю часть стенки передней половины среднего картера запрессованы 3 болта с круглыми потайными головками, на которых со стороны носка картера устанавливается своим фланцем ось двойной шестерни привода механизма газораспределения.

На боковой поверхности картера сделано 7 фланцев для крепления цилиндров. В каждом фланце имеется отверстие для прохода юбки цилиндра. На каждом фланце установлено по 16 цилиндрических шпилек для крепления цилиндров к картеру. На задней и передней поперечных стенках картера установлено по 15 шпилек для крепления передней и задней крышки. В задней поперечной стенке просверлено 2 суфлерных отверстия, а также 2 расточки для установки подшипников шестерен привода.

Передняя крышка картера изготовлена штамповкой из сплава алюминия. На заднем фланце крышки просверлены 15 отверстий для крепления к картеру. На боковой поверхности крышки равномерно по окружности расположены 14 приливов с отверстиями для установки направляющих толкателей механизма газораспределения. На площадке каждого прилива ввернуто по 2 шпильки для крепления направляющих толкателей. Внутренняя поверхность крышки изготовлена в виде фланца для установки кулачковой шайбы. На наружной поверхности по диаметру расположены отверстия с резьбой для крепления водяной помпы.

Задняя крышка картера изготовлена штамповкой из сплава алюминия. Крышка крепится к картеру на 15 шпильках и центрируется 2 штифтами, имеющимися на картере. Уплотнение обеспечивается паранитовой прокладкой. На крышке имеются фланцы со шпильками для крепления насоса ТНВД, маслонасоса и генератора. Во фланцах имеются отверстия через которые проходят валики приводов агрегатов. В верхней части крышки имеется фланец с 2 шпильками и сквозным отверстием для присоединения трубопровода суфлирования двигателя через масляный бак. Внутри задней крышки изготовлены приливы в которых просверлены масляные каналы для подачи масла через отверстие к коленчатому валу, к фланцу установки масляного фильтра. На крышке выполнены 3 ребра жесткости расположенные под углом 120°.

Привод клапанов осуществляется посредством центральной кулачковой шайбы, толкателей, тяг и коромысел. Кулачковая шайба размещается в передней части картера и состоит из стального венца с кулачками, и алюминиевой ступицы с бронзовой втулкой. Рабочие поверхности кулачков и дорожек венцов цементируются. Венец центрируется относительно ступицы по цилиндрическому пояску. Крепление осуществляется болтами. В качестве опоры для кулачковой шайбы служит втулка, расположенная на поверхности передней крышки. Кулачковая шайба фиксируется в осевом направлении упорной шайбой. Привод кулачковой шайбы с внутренним зацеплением. Назначение привода — вращать кулачковую шайбу с определенной скоростью и необходимом направлении. В конструкцию привода механизма газораспределения входят: ведущая шестерня, фланец для подачи масла к оси двойной шестерни, двойная шестерня, ось двойной шестерни и детали ее крепления к картеру.

Ведущая шестерня привода имеет наружный зубчатый венец, цилиндрическую шейку с двумя кольцевыми канавками для установки бронзовых маслоуплотнительных колец и внутренние шлицы, которыми она надевается на коленчатый вал. Одна из шлиц удалена для установки шестерни на валу в определенном положении.

На внутренней поверхности шестерни за шлицами имеется небольшая сегментная лыска, которая соединена тремя радиальными отверстиями с полостью, образуемой маслоуплотнительными кольцами. Отверстия перепускают масло из полости между носком коленчатого вала и стаканом к оси двойной шестерни привода.

Фланец подачи масла служит для подвода масла к оси двойной шестерни. Одновременно он фиксирует наружную обойму переднего подшипника коленчатого вала и сам вал от перемещения вперед. Фланец изготовлен из высококачественной стали, устанавливается в гнезде переднего подшипника коленчатого вала и крепится к нему винтами за 4 лапы. Винты контрятся проволокой.

На внутреннюю азатированную поверхность фланца опираются маслоуплотнительные кольца ведущей шестерни привода. Для подвода масла из полости между кольцами к наружной цилиндрической поверхности фланца последний имеет стальную трубку, развальцованную в радиальных отверстиях стенок его внутреннего и наружного буртиков. Соосно с этими отверстиями расположено отверстие в буртике гнезда подшипника, выступающем из стенки картера, через которое масло проходит в ось двойной шестерни.

Двойная шестерня эластичная. Зубчатые венцы ее изготовлены раздельно и соединены между собой пружинными пакетами, допускающими некоторое окружное смещение венцов относительно друг друга.

Малый венец шестерни заканчивается наружным фланцем с 6 радиальными выступами, имеющие окружные прорези. В прорези заведены выступы внутреннего фланца большого венца. В собранном виде фланцы шестерен образуют 6 окон, в каждое из которых с передней стороны установлено по одному пружинному пакету. Каждый пакет состоит из пружины и 2 стальных сухариков, которыми он опирается на выступы фланцев. Кроме того, сухарики предохраняют пружины от недопустимо большого обжатия. От продольных перемещений и от выпадения пружинные пакеты удерживаются выступами фланца большого венца и специальной крышкой, которая 6 винтами закреплена на фланце малого венца с передней стороны. Винты взаимно законтрены проволокой.

Малый венец шестерни имеет осевое отверстие, в которое запрессована втулка из свинцовой бронзы, являющаяся опорным подшипником шестерни. Зубья обоих венцов коррегированы и цементированы.

Эластичная двойная шестерня введена с целью уменьшить ударные нагрузки на зубья шестерен привода.

Ударные нагрузки на зубья шестерен привода возникают в момент резкого изменения числа оборотов коленчатого вала и обусловлены значительной массой и инертностью кулачковой шайбы.

Эластичность сочленения позволяет венцам шестерен в момент удара смещаться относительно друг друга. Пружины сжимаются, воспринимая на себя часть нагрузки и подобно амортизаторам смягчают удар между зубьями шестерен.

Введение

эластичной двойной шестерни значительно уменьшило нагрузки на зубья всех шестерен привода и повысило их надежность.

Ось двойной шестерни стальная, пустотелая, изготовлена заодно с фасонным фланцем, за три лапы которого она крепится к стенке передней части среднего картера. Внутренняя полость оси с задней стороны закрыта завальцованной в ней заглушкой. С передней стороны она после установки шестерни закрывается специальной резбовой пробкой, которая своим фланцем ограничивает перемещение шестерни вперед. Ось имеет два радиальных отверстия: одно — для подвода масла внутрь ее; другое — для вывода масла на трущиеся поверхности оси и втулки двойной шестерни.

Внутренняя полость оси за резьбой под пробку имеет шестигранное сечение. В нее устанавливается замок для контровки пробки, представляющий собой двухступенчатый шестигранный стержень. Большим сечением он помещается в шестигранной полости оси, меньшим — входит в 12-тигранное осевое отверстие пробки. Пружина, опирающаяся на заглушку, плотно прижимает конусную поверхность замка к гнезду пробки, надежно контрит ее и создает хорошее уплотнение внутренней полости оси. Для прохода масла замок имеет осевое и радиальное отверстия. Чтобы снять пробку, необходимо специальным ключом или тонким стержнем утопить замок до полного выхода из пробки и, удерживая его в таком положении, вывернуть пробку из оси. Для установки пробки необходимо: утопить замок, ввернуть пробку до упора ее фланца в ось и опустить замок. Под действием пружины замок войдет в пробку. Если грани замка и отверстия не совпали и замок не входит в пробку, ее следует чуть-чуть вывернуть. Тогда замок со щелчком войдет в пробку.

Ось шестерни крепится к картеру 3 болтами, которые своими конусными головками запрессованы в отверстия стенки передней части среднего картера. На болты надеваются стальные омедненные эксцентриковые втулки, а на последние устанавливается фланец оси. Поворотом втулок можно изменять положение оси и тем самым регулировать зазоры между зубьями шестерен привода. После подбора зазоров втулки фиксируются стопорной планкой, которая своими 12-тигранными отверстиями надевается на шестигранники втулок.

На одной из граней шестигранника каждой втулки нанесена риска. Если риски всех 3 втулок обращены в сторону коленчатого вала, то зазор в зацеплении зубьев двойной и ведущей шестерен будет наименьшим; при повороте втулок на 180° - зазор наибольшим. Промежуточные положения втулок дают соответственно различные зазоры. Во время регулирования зазоров все втулки следует поворачивать в одну сторону и на одинаковый угол.

Ось двойной шестерни монтируется на эксцентриковые втулки с радиальным и осевым зазором, что дает ей возможность самоустанавливаться. Сделано это для того, чтобы температурные деформации, возникающие при нагреве картера, не привели к перекосу двойной шестерни и к нарушению привального зацепления зубьев шестерен привода.

Смазка оси двойной шестени. Из полости между электронным стаканом и носком коленчатого вала, через его 1-е от щеки отверстие масло подходит к сегментной лыске на ведущей шестерне, откуда через 3 радиальных отверстия поступает в полость между маслоуплотнительными кольцами. Из нее по трубке во фланце и через отверстие в нижней части гнезда переднего подшипника коленчатого вала масло поступает в ниппель, установленный между гнездом подшипника и фланцем оси двойной шестерни. Через заднее отверстие оси масло входит в ее внутреннюю полость, омывает замок, а затем через его отверстие и переднее отверстие оси выходит на смазку трущихся поверхностей.

Ниппель, установленный между гнездом подшипника коленчатого вала и осью, своим цилиндрическим концом входит в отверстие оси, а сферическим прижат с помощью пружины к гнезду подшипника. Жесткое соединение ниппеля с осью и гнездом подшипника недопустимо, т.к. при работе двигателя ось меняет свое положение за счет постановки ее на эксцентриковых втулках с зазорами.

Кулачковая шайба состоит из стального обода, имеющего внутренний зубчатый венец, наружных, радиально расположенных кулачков, и дюралюминиевого диска со ступицей. Обод и диск соединены на болтах. В отверстие ступицы диска запрессована стальная втулка, залитая свинцовистой бронзой. Втулка является подшипником, которым кулачковая шайба опирается на наружную поверхность ступицы передней крышки. Внутренняя и боковые поверхности втулки освинцованы.

Зубья стального венца коррегированы. Кулачки цементированы на глубину 0,9−1,7 мм.

Диск имеет окно, у обреза которого нанесена риска, необходимая для правильной установки шестерен привода и кулачковой шайбы во время сборки двигателя.

Осевые перемещения кулачковой шайбы ограничиваются упором ее, с одной стороны, во фланец крышки, а с другой — в кольцо, установленное между ведущей шестерней привода механизма газораспределения.

Кулачки расположены в 2 ряда. Передний ряд обслуживает клапаны выпуска, задний — клапаны впуска. В каждом ряду имеется 3 кулачка, расположенных под 120° друг к другу.

В узел толкателя входят: толкатель, предохранительное кольцо, ролик, втулка, ось ролика, пружина, шаровое гнездо и направляющая толкателя.

Толкатель стальной, в нижней части имеет прорезь для ролика и отверстия в стенках для оси ролика. В верхней части толкателя сделана полость, в которую устанавливаются пружина и шаровое гнездо. В толкателе просверлено 2 радиальных отверстия, через которые в полость проходит масло.

Наружная цилиндрическая поверхность толкателя для уменьшения износа отполирована и освинцована. В верхней ее части имеется кольцевая канавка, в которую после установки толкателя с роликом в направляющую ставится предохранительное кольцо. Оно сделано из проволоки диаметром 0,9 мм и охватывает толкатель по дуге 240−260°. Назначение кольца — удерживать в собранный узел толкателя от проваливания в полость носка картера во время установки узла на двигатель. Все толкатели взаимозаменяемы.

Шаровое гнездо толкателя стальное, цилиндрическое, двухступенчатое. С одной стороны имеет вогнутую сферическую поверхность, на которую опирается своим наконечником тяга, с другой стороны — внутреннюю конусную расточку, где помещается пружина толкателя. Гнездо имеет осевое отверстие, через которое из толкателя в тягу проходит масло.

Ролик толкателя стальной, имеет незначительную выпуклость по образующей (бочонкообразность), которая предотвращает концентрацию нагрузки на краях ролика в случае его перекоса относительно кулачков и беговой дорожки кулачковой шайбы и уменьшает их износ. В центральное отверстие ролика устанавливается свободноплавающая бронзовая втулка. Этой втулкой ролик опирается на стальную ось, свободно установленную в отверстиях щек толкателя.

Ролики и их оси испытывают значительные нагрузки. Для повышения износоустойчивости и обеспечения необходимой прочности они подвергаются термической обработке — цементируются и закаливаются. Все поверхности ролика, втулки и оси отполированы.

Продольные перемещения оси ролика ограничиваются стенками направляющей. Для уменьшения износа стенок направляющей торцы оси сделаны сферическими. Ролики и втулки роликов двигателей взаимозаменяемы.

Направляющая толкателя — стальная, полая. В полости меньшего диаметра направляющей помещается толкатель; в полости большего диаметра — шаровое гнездо толкателя. Уступ полости является упором предохранительного кольца толкателя.

Направляющей придана цилиндрическая форма. В нижней ее части, выступающей внутрь картера, имеется паз для ролика и отверстие под его ось. Наружный диаметр этой части на 2 мм меньше диаметра, которым направляющая входит в гнездо носка картера. Сделано это для того, чтобы направляющие нижних цилиндров 4 и 5 не касались крышки двойной шестерни привода механизма газораспределения. К верхней части направляющей с помощью дюритового шланга крепится кожух тяги. Для более надежного крепления кожуха на конце направляющей сделан наружный бортик. К носку картера направляющая крепится за фланец 2-мя шпильками. Под фланец ставится паранитовая прокладка.

Тяги передают движение от толкателей к рычагам клапанов. Тяга представляет собой цельнотянутую стальную трубку, в которую с обоих концов запрессованы стальные закаленные сферические наконечники. Оба наконечника имеют по 1 сквозному осевому отверстию для прохода масла к подшипнику рычага клапана. В рабочем положении тяга стоит наклонно, причем угол наклона меняется в зависимости от перемещения толкателя и рычага клапана. Чтобы во всех ее положениях масло из шарового гнезда толкателя свободно проникало в тягу и из тяги в регулировочный винт рычага клапана, отверстия наконечников тяги у выхода раззенкованы.

Кожух тяг обеспечивают слив масла в картер из клапанных коробок верхних и поступление масла в клапанные коробки нижних цилиндров.

Кожух тяги изготовлен из тонкостенной дюралюминиевой трубы. Один конец его развальцован под углом 60° и при помощи стальной накидной гайки крепится к штуцеру, ввернутому в клапанную коробку цилиндра. Между гайкой и развальцованной частью кожуха устанавливается стальное конусное обжимное кольцо. Второй конец кожуха — цилиндрический и крепится к направляющей толкателя с помощью дюритового шланга. Внутрь шланга запрессована стальная втулка, защищающая его от действия масла. С одного конца втулка имеет развальцовку, с другого — косой срез, которым плотно прилегает к верхнему торцу направляющей. Во время запрессовки в шланг втулка ориентируется относительно него так, чтобы удлиненный конец ее среза находился против коричневой отличительной полоски на наружной поверхности шланга. При установке шланга на направляющую нужно следить, чтобы эта полоска была направлена к винту.

Наличие эластичного крепления кожуха позволяет ему свободно перемещаться вместе с головкой цилиндра, когда последний удлиняется от нагрева.

Рычаги клапанов служат для передачи движения от тяг к клапанам при их открытии и от клапанов к тягам — при закрытии клапанов. Все рычаги размещены в клапанных коробках цилиндров и устроены принципиально одинаково.

Рычаги клапанов изготовлены из высококачественной стали. Рычаг — двуплечий, в средней части имеет ступицу с отверстием для подшипника. На вильчатом конце заднего плеча рычага установлен стальной закаленный ролик, которым рычаг опирается на торец штока клапана. Ролик вращается на стальной закаленной втулке, установленной на стальной оси и зажатой между щеками рычага при развальцовке концов оси. На переднем плече рычага установлен регулировочный винт с шаровым гнездом, в которое входит шаровой наконечник тяги. Винт контрится зажимным винтом, который в свою очередь законтрен неразрезной пружинной шайбой. Регулировочный винт имеет глухое осевое отверстие, с которым соединены 3 радиальных канала для подвода масла из тяги к подшипнику рычага. Для этой цели переднее плечо рычага имеет сквозной канал, соединенный с подковообразным пазом на поверхности отверстия под регулировочный винт. Радиальные каналы расположены под углом 120° друг к другу, и при любом положении винта одно из них совпадает с пазом, обеспечивая пропуск масла к подшипнику.

На верхнем торце винта по направлению осей каналов нанесены 2 риски. Третья — совпадает с пазом винта под отвертку. Риски служат для того, чтобы во время регулирования зазоров между роликами рычагов и штоками клапанов верхних цилиндров случайно не поставить регулировочный винт в положение, при котором одно из его отверстий совпадает с прорезью рычага. Если отверстие совпадает с прорезью, то масло к подшипнику не поступит, а будет свободно вытекать в клапанную коробку и через кожух тяги — в картер.

Смазка подшипников рычагов клапанов. Подшипники рычагов клапанов впуска и выпуска цилиндров 1, 2, 3, 6, 7 смазываются маслом под давлением. Из зигзагообразного канала носка картера масло подходит к задним отверстиям в стенках направляющих толкателей этих клапанов. При перемещении толкателей и направляющих их отверстия на некоторое время совмещаются. В эти моменты масло поступает внутрь толкателей и через осевые каналы их шаровых гнезд, через тяги, осевые и радиальные отверстия регулировочных винтов поступает в каналы рычагов клапанов. Затем масло входит в кольцевые канавки на наружных обоймах подшипников и через их радиальные отверстия выходит в полости между обоймами подшипников. Смазав и охладив подшипники, масло вытекает в клапанные коробки, откуда по кожухам тяг и наклонным отверстиям направляющих толкателей стекает в картер.

Для обеспечения надежной смазки подшипников рычагов этих клапанов необходимо при регулировании зазоров между роликами и штоками клапанов устанавливать регулировочный винт, ориентируясь по рискам на его торце, так, чтобы ни одно из его радиальных отверстий не совпадало с прорезью рычага. Кроме того, регулировочный винт должен быть в таком положении, чтобы его радиальное отверстия совмещались с подковообразным пазом рычага по высоте. Для этого регулировочный винт не должен выступать из рычага более, чем на 5 мм и не должен утопать в нем. Подшипники рычагов всех других клапанов смазываются маслом, поступающим в клапанные коробки самотеком из носка картера через зазоры между толкателями и их направляющими и через кожухи тяг. При регулировании зазоров у этих клапанов регулировочный винт может быть установлен в любое положение.

Клапаны изготовлены из жаропрочной стали. На посадочную фаску выпускного клапана наплавлен слой твердого сплава. Седла выпускных клапанов изготовлены из жаропрочного чугуна и запрессованы в головку цилиндра. Направляющие втулки клапанов выполнены из пористого порошкового материала с хорошими антифрикционными свойствами.

Коленчатый вал выполняется разъемным, с клеммовым соединение для возможности монтажа неразъемного основного шатуна и подшипников. Шатунные и коренная шейки для уменьшения веса выполнены с внутренними расточками, которые используются для подвода и центрифугирования масла, в целях частичной очистки. Во избежании вытекания масла полости закрываются заглушками. На переднем конце коленчатого вала имеются шлицы для посадки ведущей шестерни привода механизма газораспределения. В торце вала выполнено шлицевое соединения для присоединения центробежного насоса. На удлиненных частях обеих щек вала подвешены противовесы (демпферы), гасящие его крутильные колебания и уравновешивающие силы инерции вращательно и поступательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма.

Основное назначение коленчатого вала — преобразовать работу сил давления газов, действующих на поршни в тактах рабочего хода, в крутящий момент и передать его на маховик. Кроме того, коленчатый вал обеспечивает перемещение поршней в течение их нерабочих ходов и приводит в действие механизм газораспределения и агрегаты, установленные на двигателе.

Коленчатый вал состоит из двух частей, соединенных стяжным болтом. Обе части изготовлены из высококачественной специальной стали 18ХНВА. Их заготовка штампуется в горячем виде, что позволяет вытянуть волокна металла по контуру вдоль конфигурации вала. Такое расположение волокон значительно повышает прочность вала.

Противовес (демпфер) имеет вид массивного стального бруска сегментной формы, имеющего сквозной паз для прохода щеки и 2 сквозных отверстия, перпендикулярных пазу. В отверстия запрессованы стальные цементированные втулки, которыми противовес опирается на пальцы подвески. Пальцы стальные, цементированные, имеют с обеих сторон буртики. При совмещенных отверстиях щеки и противовеса пальцы в них проходят свободно. После установки пальцев противовес отжимается в направлении от оси коренной шейки до упора, а затем на щеке крепится двумя болтами ограничитель противовеса. Гайки болтов ограничителя контрятся шплинтами. Ограничитель имеет специальный уступ, предохраняющий болты от срезания. Уступ упирается в выступ щеки.

Главный шатун изготовлен штамповкой из стали, имеет неразъемные верхнюю и нижнюю головки, что обеспечивает высокую жесткость, компактность и малый вес.

Прицепные шатуны двутаврового сечения, изготовлены штамповкой из стали и закреплены пальцами в щеках головки главного шатуна.

Пальцы вращаются в бронзовых втулках, запрессованных в кривошипную головку главного шатуна и имеют принудительную смазку. С целью исключения масляного голодания от действия центробежных сил шатунный подшипник главного шатуна имеет торцевое маслоуплотнения кривошипной головки, что создает устойчивый масляный слой на подшипнике и дает возможность подвода масла к пальцам прицепных шатунов.

Поршень отлит из алюминиевого сплава. Поршневой палец плавающего типа, фиксированный от осевого смещения стопорными кольцами. На головке поршня три поршневых кольца — два компрессионных и одно маслосъемное. Верхнее кольцо хромированное. Наружные боковые поверхности второго и третьего колец обработаны с небольшой коноснустью, основанием конуса вниз. Маслосъемное кольцо двойное с расширителем.

Выемка в поршне образует камеру сгорания, создающая в процессе наполнения цилиндра вихревые движения заряда, что улучшает смесеобразование и сгорание.

3. ВЫБОР АНАЛОГОВ

Для проектирования мной было выбрано 3 двигателя от разных производителей. Исходным параметром, по которому проводился подбор, является мощность Ne, вес m и габаритные показатели двигателя — d и l. По таблице аналогов после проведения расчетов проводится сравнение спроектированного мной двигателя с реально существующими агрегатами.

Таблица 4.1

После ознакомления с мировыми аналогами, мной были выбраны следующие характеристики проектируемого двигателя:

Номинальная мощность Ne = 162 кВт, при частоте вращения к/в n_N = 2100 об/мин;

Расположение и число цилиндров — радиальное (звездообразное), 7-и цилиндровое;

Отношение S/D = 1;

Степень сжатия е = 18;

Число клапанов на цилиндр — 2;

Вид охлаждения — комбинированное — жидкостно-воздушное;

Система питания Common Rail — непосредственный впрыск дизельного топлива.

4. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ И ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ

4.1 Тепловой расчет

Исходные данные

Эффективная мощность N_e = 162 кВт (220 л.с.) при частоте вращения коленчатого вала n = 2100 мин^-1.

Двигатель семицилиндровый, i = 7 с звездообразным (радиальным) расположением цилиндров.

Система охлаждения комбинированная — воздушная и жидкостная закрытого типа.

Степень сжатия е = 18.

Расчетные частоты вращения: n_min = 800 мин^-1, режим максимального крутящего момента n_m = 1250 мин^-1; режим максимальной (номинальной) мощности n_N = 2100 мин^-1; режим максимальной скорости движения автомобиля n_max = 2300 мин^-1.

Дальнейшие формулы показаны для номинального режима n_N.

Топливо

Средний элементарный состав и молекулярная масса дизельного топлива С = 0,87; Н = 0,126; О = 0,004;

Низшая теплота сгорания топлива

Н_u = 33,91С + 125,6Н — 10,89(О — S) -2,51(9H + W)=33,910,87 + 125,60,126 -10,89•0,004−2,5190,126 = 42,44 МДж/кг = 42 440 кДж/кг

Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма топлива:

Коэффициент избытка воздуха

Уменьшение коэффициента избытка воздуха б до возможных пределов уменьшает размеры цилиндра и, следовательно, повышает литровую мощность двигателя, но одновременно с этим значительно возрастает теплонапряженность двигателя, особенно деталей поршневой группы, увеличивается дымность выпускных газов. Лучшие образцы современных дизелей без наддува со струйным смесеобразованием устойчиво работают на номинальном режиме без существенного перегрева при б=1,4ч1,6, а с наддувом при б=1,6ч1,8. В связи с этим зададим закон изменения б, принимаем на номинальном режиме б=1,56;

Таблица 5.1

Рис. 5.1. Коэффициент избытка воздуха.

количество свежего заряда:

количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

Общее количество продуктов сгорания:

М₂=М_СО2+ М_Н2О+М_О2+М_N2=0,0725+0,063+0,0581+0,617=

=0,8107 кмоль пр. сг./кг топл.

Таблица 5.2

Параметры окружающей среды и остаточные газы

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя:

атмосферные условия р_о = 0,1013 МПа, Т_о = 293 К;

Температуру остаточных газов принимаем по рекомендациям [1]: Т_г = 840,04 К.

Давление остаточных газов:

р_г = р_о(1,035+A_p10^-8n²) = 0,1013(1,035+0,3410^-84200) = 0,1064 МПа, где A_p = (р_гN-1,035p_o) 10⁸/(p_on_N²) = (0,1063−1,0350,1013) 10⁸/(0,10 134 200) = 0,34; р_гN — давление остаточных газов, МПа; n_N — частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме, мин^-1.

Таблица 5.3

Рис. 5.2. Давление остаточных газов.

Процесс впуска

Рассчитываемый двигатель не имеет специального устройства для подогрева свежего заряда, однако естественный подогрев заряда в дизеле без наддува может достигать 20 °C, принимаем Т = 15 °C. Тогда:

плотность заряда на впуске

_к = р_о10⁶/(R_вТ_о) = 0,101 310⁶/(287,3293) = 1,2037 кг/м³,

где R_в = 287,3 Дж/кгград — удельная газовая постоянная для воздуха.

Потери давления на впуске ² + _вп = 2,3 и _вп = 80 м/с приняты в соответствии со скоростным режимом двигателя и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля.

Тогда

р_а = (² + _вп) ²_{вп о}10^-6/2.

Отсюда получим:

р_а = 2,380²1,2037· 10^-6/2 = 0,8 868 МПа;

Давление в конце впуска:

р_а = р_о — р_а = 0,1013 — 0,8 868 = 0,9 246 МПа Рис. 5.3. Коэффициент остаточных газов.

Для дизельного двигателя без наддува принимаем коэффициент очистки _оч = 1; _доз = 1,079 — коэффициент дозарядки;

Температура в конце впуска:

Т_а = (Т_o + Т + _гТ_г)/(1 + _г)= (293 + 15 + 0,2 309 840,04)/(1 + 0,2 309) = 320 К Коэффициент наполнения:

Таблица 5.4

Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия k₁ при = 18 и рассчитанных значениях Т_а определяется по графику [1], а средний показатель политропы сжатия n₁ при работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять равным чуть меньше показателя адиабаты:

k₁ = 1,3688;

n₁ = 1,3588;

Давление в конце сжатия:

р_с =р _аⁿ¹ = 0,92 518^1,3588 = 4,695 МПа.

Температура в конце сжатия:

Т_с=Т_аⁿ¹⁻¹ = 320,0118^1,3588−1=902,72 К

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

— свежей смеси (воздуха):

где, t_c = T_c — 273°C=902,72 — 273 = 629,72°C

— остаточных газов:

при n = 2100 об/мин, = 1,56, t_c = 629,72°C определение производится методом экстраполяции с использованием данных табл.8 [1];

— рабочей смеси:

Таблица 5.5

Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения:

— свежей смеси

— рабочей смеси

Теплота сгорания рабочей смеси:

Н_раб.см = H_u/[M₁(1 + _г)] = 42 440/[0,7791(1 + 0,0231)] = 53 246,2 кДж/кмоль раб.см.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

Значение коэффициента использования теплоты _Z = 0,8467 и степень повышения давления =1,7179 определяется по.

Температура в конце видимого сгорания:

Отсюда получим, что t_Z = 2046,31°C;

T_Z = t_Z +273 = 2046,31 + 273 = 2319,31 K;

Зададим закон изменения максимального давления сгорания и примем на номинале P_z =8,0648 МПа:

Степень предварительного расширения:

= мT_z/(лT_c) = 1,0397· 2319,31/(1,7179·902,72)= 1,55.

Таблица 5.6

Процессы расширения и выпуска

Степень последующего расширения для дизельного двигателя:

д=е/ =18/1,5549=11,5761

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяется по номограмме при заданном = 18 для соответствующих значений и Т_z, а средний показатель политропы расширения n₂ оценивается и принимается меньше по величине среднего показателя адиабаты: k₂ = 1,25; n₂ = 1,2384

Давление и температура в конце процесса расширения:

;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

T _г = 100•¦(840,003 — 840,04)¦/840,04 = 0%;

Таблица 5.7

Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление:

Среднее индикаторное давление:

уменьшение теоретического среднего индикаторного давления вследствие отклонения действительного процесса от расчетного цикла оценивается коэффициентом полноты диаграммы _и = 0,95 [1],

=0,951,1348 = 1,078 МПа, Индикаторный к.п.д. и индикаторный удельный расход топлива:

_i = p_il_o/(H_uкv) =1,7 814,4521,56/(42,441,2040,9329) = 0,51

g_i = 3600/(H_ui) =3600/(42,440,51) = 166,33 г/(кВтч)

Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь для дизельного двигателя с числом цилиндров равным восьми и отношением S/D>1 подсчитывается по формуле [1]:

P_м = 0,089 + 0,0118_п.ср. = 0,089 + 0,11 810,25 = 0,21 МПа,

Для быстроходных дизелей принимаем _п.ср. = 10,25 м/с;

Среднее эффективное давление и механический к.п.д:

p_e = p_i — p_м = 1,078 — 0,21 = 0,8681 МПа,

_м = р_е/р_i = 0,8681/1,078 = 0,8053;

Эффективный к.п.д. и эффективный удельный расход топлива:

_е = _iм = 0,510,8053 = 0,4107

g_e = 3600/H_ue= 3600/(42,440,4107) = 206,55 г/(кВтч) Таблица 5.8

Основные параметры цилиндра и двигателя

Литраж двигателя:

V_л=30 N_e/(p_en)=30· 4·220/(0,8681·2100)=10,65 л;

V_h=V_л/i=10,65/7=1,5215 л;

Диаметр и ход поршня, как правило, выполняют с отношением хода поршня к диаметру цилиндра S/D?1. Принимаем S/D=1;

мм,

S '=D '•1=124,66•1=124,66 мм;

Окончательно принимаем D=125 мм, S=125 мм, по принятым значениям определяем основные параметры и показателя двигателя:

V_л = D²S•i/(410⁶) = 3,14 125²1257/(410⁶) = 10,73 л,

F_п = D²/4 = 3,14 125²/4 = 122,71 см²,