Расчет камеры сгорания двигателя ЯМЗ-238 на газу

При конвертации двигателя ЯМЗ-238 для работы на газовом топливе необходимо изменить степень сжатия: уменьшить с 16,5 до 12, чтобы обеспечить устойчивую работу на газовом топливе с искровым зажиганием.

Днище поршня, в котором располагается однополостная камера сгорания дизельного двигателя, подвергается технологической обработке с целью увеличить объем камеры сгорания. На рис. 3.10 показан поршень двигателя после обработки.

Увеличивать глубину камеры сгорания нецелесообразно, ввиду возникаемых тепловых напряжений. Следовательно, изменения камеры сгорания ведем в двух направлениях. Во-первых, убираем вытеснитель, не нужный в газовом двигателе из-за внешнего смесеобразования и лучшего наполнения. Во-вторых, расширяем камеру сгорания за счет увеличения ее диаметра.

Произведем расчет ширины камеры сгорания после обработки.

Степень сжатия двигателя e находится по формуле:

e =    ,                                                                                           (3.1)

где V_п и V_c – соответственно рабочий объем цилиндра и объем камеры сгорания, см³.

V_п =  ,

где a - диаметр цилиндра, см;

       Н – ход поршня, см.

V_п =  см³.

Объем камеры сгорания после обработки должна быть равна:

V_c¢ =    =  см³.                                                              (3.2)

Глубина камеры сгорания h = 2,48 см. Тогда ее диаметр равен:

Д₁ =  = 9,31 см.

Диаметр исходной камеры сгорания дизельного двигателя Д = 73 мм. Следовательно, чтобы получить необходимую степень сжатия нужно убрать со стенок слой металла, толщиной 10 мм.

Поршень двигателя ЯМЗ-238 изготовлен из высококремнистого алюминиевого сплава. Проверочный расчет элементов поршня [6] осуществляется без учета переменных нагрузок, величина которых учитывается при установлении соответствующих допускаемых напряжений. Рассчитываем днище, стенку головки, верхнюю кольцевую перемычку, юбку поршня.

Напряжения изгиба в днище поршня:

t_из =                                                                          (3.3)

где М_из – изгибающий момент, Н∙м;

      W_из – момент сопротивления сечения днища поршня, м³;

P_zmax=P_z – максимальное давление сгорания, МПа;

r_i – внутренний радиус днища, м;

d - толщина перемычки днища  поршня, м  (см. рис. 3.10).

Внутренний радиус днища поршня газового и дизельного двигателя:

r_i = [  - (s + t + ∆t)] ,                                                                            (3.4)

где      s – толщина стенки между внутренней поверхностью поршня и кольцевой канавкой, м;

t – толщина поршневого кольца, м;

∆t – зазор между поршневым кольцом и канавкой в радиальном направлении, м.

s=25∙10^-3 м;            t=8.5∙10^-3 м;                   ∆t=1.5∙10^-3 м.

В обоих случаях : дизельного двигателя и газового двигателя значение  r_i будет одинаковым. Одинаковым будет и значение толщины перемычки днища поршня d. 

Тепловые напряжения охлаждаемых алюминиевых поршней:

s_теп = L∙E∙q∙d / (200∙c_теп),                                                                         (3.5)

где L – коэффициент линейного расширения материала, K^-1; L=11∙106 K^-1;

      E – модуль упругости материала, МПа; Е=1,1∙10⁵ МПа;  

      q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м²;

c_теп – коэффициент теплопроводности материала, Вт/(м∙К).

Для четырехкратного двигателя приближенно:

q=11,63∙(6000+26∙n)∙p_i,                                                                                     (3.6)

где n - частота вращения коленчатого вала, мин^-1; n=n_m=2100 мин^-1;

      p_i – среднее индикаторное давление, МПа.

Суммарное напряжение в охлаждаемом днище:

d_S = d_ид + d_теп = p_{z max} ∙ (   ) ²  + L∙E∙q∙d / (200∙c_теп).                                       (3.7)

Т.к. максимальное давление сгорания у газового двигателя меньше, чем у дизельного варианта, а остальные составляющие не изменились, следовательно:

d_{S д}  > d_{S г} .

Головка поршня рассчитывается в сечении х-х (рис.3), т.к. здесь расположены отверстия для отвода масла:

d_сн = p_{z max} / F_х-х ,                                                                                     (3.8)

где F_х-х – площадь сечения х-х, м².

При доработке поршня площадь не изменилась, и следовательно:

d_{сн. д}  > d_{сн. г} .

Напряжение разрыва в сечении х-х:

d_р = P_j / F_x-x ,                                                                                   (3.9)

где P_j–сила инерции возвратно-поступательных движущихся масс, МН.

P_j = m_x-x ∙ R ∙ w²_x-x max (1-c) ,                                                    (3.10)

где m x-x – масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения х-х, Н;

R – радиус кривошипа коленчатого вала, м;

w x-x max – максимальная угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1;

c - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Т.к. масса головки поршня при дообработке снижается, а остальные составляющие не изменились, следовательно:

1. d_{.р. д} > d_{р. г} .

Вывод, который можно сделать из этих сравнений – головка поршня испытывает меньшие напряжения в газовом двигателе, а следовательно удовлетворяет прочностным требованиям.

Напряжения среза кольцевой перемычки:

t = 0,0314 ∙ p_{z max} ∙  ,                                                                (3.11)

где h_п – высота перемычки, м.

Высота перемычки остается неизменной и следовательно, т.к.        

 p_{z max д.}  >   p_{z max г.}  :

            t _д  > t _г  .

Напряжение изгиба кольцевой перемычки:

s_из. = 0,0045 ∙ p_{z max}                                                                        (3.12)

Аналогично выше описанному  d _{из. д}  > d _{из. г} .

Максимальные удельные давления юбки поршня h_ю и по всей высоте H поршня на стенку цилиндра :

q₁ = N_max / (h_ю∙Д) ;                                                                                (3.13)

q₂ = N_max / (H∙Д) ;                                                                                 (3.14)

где N_max – наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра при работе двигателя на режиме максимальной мощности.

N = P ∙ tg b = F_п ∙ (∆p_r + p_j) ∙ tg b ,                                                     (3.15)

где ∆p_r – избыточное давление над поршнем, МПа;

      p_j – удельная сила инерции, МПа;

      b - угол между осью цилиндра и шатуном.

Из-за меньшего давления газов в газовом цикле удельные давления q₁ и q₂ меньше в случае газового цикла.