Двигатель внутреннего сгорания дизельный

Графики.dwg

ВлГУ 190601.08.00.03 КП
Развернутая диаграмма удельной нагрузки
действующей на шатунные шейки
на режиме максимального крутящего момента
Суммарный крутящий индикаторный момент двигателя
Полярная диаграмма нагрузок
действующих на шатунные шейки двигателя
Индикаторная диаграмма
Условная диаграмма износа шатунной шейки
КР ДМ 2010 051 00 00 00
НФ БГТУ им. В.Г. Шухова

1-1.dwg

Двигатель внутреннего сгорания (вид общий)
КР ДМ 2010 051 00 00 00 ВO
НФ БГТУ им. В.Г. Шухова
КР ДМ 2010 051 00 00 00 ВО
Техническая характеристика
Число цилиндров 8 Расположение цилиндров V-образное
с углом развала 90° 1-5-4-2-6-3-7-8 Рабочий объем цилиндров
Номинальная мощность
л.с. 240 Номинальное чило оборотов обмин 2100 Максимальный крутящий момент
кгм 90 Способ смесеобразования непосредственный впрыск Камера сгорания неразделеного типа в поршне Фазы газораспределения (угол поворота коленчентого вала)
градусы: -впускной клапан -открытие 20 до в.м.т. -закрытие 56 после н.м.т. -выпускной клапан -открытие 56 до н.м.т. -закрытие 20 после н.м.т. Число клапонов на цилиндр один впускной и один выпускной Расположение клапанов верхнее
малосернистое по ГОСТ 4749-49 Давление в масляной системе при номинальных оборотах кгсм² 4-7 Масло дизельное по ГОСТ 5304-54 Система смазки смешанная Температура охлаждающей жидкости 75-95 Габаритные размеры
мм -длина 1620 -ширина 992 -высота 1230 Сухой вес
кг -без вспомогательного оборудования по ГОСТ 491-55 1000 -с коробкой передачь
вспомомгатльным оборудованием 1377
Распределительный вал
Разраб. Слесарев В.О.
КР ДМ 2010 051 00 00 00
Двигатель внутреннего сгорания
КР ДМ 2010 051 01 00 00
КР ДМ 2010 051 02 00 00
КР ДМ 2010 051 03 00 00
КР ДМ 2010 051 04 00 00
КР ДМ 2010 051 05 00 00
КР ДМ 2010 051 06 00 00
КР ДМ 2010 051 07 00 00
КР ДМ 2010 051 08 00 00
КР ДМ 2010 051 09 00 00
КР ДМ 2010 051 10 00 00
КР ДМ 2010 051 11 00 00
КР ДМ 2010 051 12 00 00
КР ДМ 2010 051 13 00 00

Записка ДВС.doc

Расчет рабочего цикла двигателя 4
1 Определение параметров конца впуска4
2 Определение параметров конца сжатия5
3 Определение параметров конца сгорания5
4 Определение параметров конца расширения7
5 Определение параметров характеризующих цикл в целом8
6 Определение параметров характеризующих двигатель в целом10
7 Определение основных размеров двигателя10
8 Построение индикаторной диаграммы13
Динамический расчет двигателя16
1 Определение величины безразмерного параметра К.Ш.М.16
2 Вычисление и построение графика силы давления газов на поршень16
3 Определение масс деталей поршневой и шатунной групп17
4 Вычисление сил инерции КШМ18
6 Вычисление и построение графика суммарной силы действующей вдоль оси цилиндра19
7 Вычисление и построение графика суммарной нормальной силы20
8 Построение графика крутящего момента двигателя20
9 Построение полярной диаграммы сил действующих на шатунную
Расчет деталей кривошипно-шатунного механизма23
1 Расчет деталей поршневой группы23
1.2 Расчет поршневого кольца26
1.3 Расчет поршневого пальца29
2 Расчет деталей шатунной группы32
2.1. Расчет шатуна 32
3 Расчет коленчатого вала на прочность44
Расчет деталей газораспределительного механизма59
1 Профилирование кулачка59
2 Расчет клапанной пружины66
3 Расчет распределительного вала73
4 Расчет штанги привода клапана75
5 Расчет коромысла76
6 Расчет толкателя77
Расчет системы питания78
1 Расчет секции топливного насоса высокого давления78
Расчет системы смазывания двигателя82
1 Расчет масляного насоса83
2 Расчет центрифуги86
3 Расчет радиатора87
4. Расчет шатунного подшипника скольжения89
Расчет системы охлаждения91
1 Расчет радиатора91
2 Расчет вентилятора92
Расчет системы пуска двигателя99
1. Расчет пускового устройства99
Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) широко применяются во всех областях народного хозяйства и являются практически единственным источником энергии в автомобилях.
Первый поршневой ДВС был создан французским инженером Ленуаром. Этот двигатель работал по двухтактному циклу имел золотниковое газораспределение посторонний источник зажигания и потреблял в качестве топлива светильный газ.
Двигатель Ленуара представлял собой крайне несовершенную топливную установку неконкурентоспособную даже с паровыми машинами того времени.
В 1870 г. немецким механиком Н.Отто был создан четырехтактный газовый двигатель работавший по предложенному французским инженером Бо де Рошем циклом со сгоранием топлива при постоянном объеме. Этот двигатель и явился прообразом современных карбюраторных двигатель.
Бензиновый двигатель транспортного типа впервые в практике мирового двигателестроения был предложен русским инженером И.С. Костовичем. В двигателе было использовано электрическое зажигание.
В 90-х годах XIX века началось развитие дизелей. Немецким инженером Р.Дизелем был разработан рабочий цикл двигателя а в 1897 г. Р.Дизель построил первый образец работоспособного стационарного компрессорного двигателя. Но он не получил широкого распространения из-за конструктивного несовершенства. Внеся ряд изменений в конструкцию двигателя Р.Дизеля русские инженеры создали образцы двигателей получивших признание в России и за рубежом.
Первые образцы бескомпрессорных дизелей были разработаны русским инженером Г.В.Тринклером и построены в России. Особое внимание привлекала конструкция бескомпрессорного дизеля для трактора разработанная русским изобретателем Я.В.Маминым.
Дальнейшее развитие двигателестроения сопровождается непрерывным интенсивным улучшением их технико-экономических показателей увеличением моторесурса и снижением их металлоемкости.
Тепловой расчет двигателя
1 Определение параметров конца впуска
Давление газов в цилиндре
где Р0 – давление окружающей среды МПа
Р0 = 01 Мпа [2 стр. 96];
- действительная степень сжатия
- коэффициент наполнения
Т0 – температура окружающей среды К
Т0 = 293 К [2 стр. 96];
t – величина подогрева свежего заряда К
t = 20 К [2 стр. 97];
Рr – давление остаточных газов Мпа
Рr = 105Р0 [2 стр. 43]
Рr = 105 01 = 0105 Мпа.
Коэффициент остаточных газов
где - температура остаточных газов К
Температура газов в цилиндре
2 Определение параметров конца сжатия
где n1 – показатель политропы сжатия
n1 = 137 [1 стр. 9].
3 Определение параметров конца сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива
где gc gн g0 – элементарный состав топлива в долях кг соответственно углерода водорода и кислорода.
gc = 086; gн = 013; g0 = 001 [1 стр. 7]
Количество свежего заряда в цилиндре двигателя (на 1 кг топлива)
где - коэффициент избытка воздуха
Количество продуктов сгорания
Химический коэффициент молекулярного изменения
Действительный коэффициент молекулярного изменения
Средняя мольная теплоемкость свежего заряда
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания
Температура в конце сгорания
где - коэффициент использования теплоты
hu – низшая теплота сгорания топлива
hu = 42500 кДж кг [1 стр. 14];
λ – степень повышения давления
Из последнего уравнения определяем Тz
Давление в конце сгорания
Степень предварительного расширения
Степень последующего расширения
4 Определение параметров конца расширения
Давление в конце расширения
где n2 – показатель политропы расширения
n2 = 125 [1 стр. 10]
Температура в конце расширения
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов
Относительная ошибка составляет
5 Определение параметров характеризующих цикл в целом
Среднее индикаторное давление теоретической диаграммы
Действительное среднее индикаторное давление
где φ – коэффициент полноты индикаторной диаграммы
Pi = 095 0912 = 0866 Мпа
где lo – теоретическая масса воздуха необходимая для сгорания 1 кг топлива
ρk – плотность заряда на впуске
где Rb – удельная газовая постоянная воздуха
Rb = 287 Дж (кг град) [2 стр. 45]
Удельный индикаторный расход топлива
6 Определение параметров характеризующих двигатель в целом
Среднее эффективное давление
где м – механический КПД
Удельный эффективный расход топлива
7 Определение основных размеров двигателя
Рабочий объем (литраж) двигателя
где – тактность двигателя = 4;
Ne – эффективная мощность
Ne = 46 кВт [по заданию]
n – частота вращения коленчатого вала
n = 1700 обмин [по заданию]
Рабочий объем одного цилиндра
где i – число цилиндров
где SD – отношение хода поршня к диаметру цилиндра
SD = 11 [по заданию]
Принимаем D = 110 мм
Принимаем S = 125 мм
Действительный литраж двигателя
Мощность развиваемая при принятых размерах
Принимаем D = 110 мм; S = 125 мм
Часовой расход топлива
Средняя скорость поршня
8 Построение индикаторной диаграммы
Масштаб хода поршня Мs = 1 1 (мм в мм)
Масштаб давлений Мр = 004 1 (МПа в мм)
Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно
АВ = S AB = 125 1 = 125 мм;
Максимальная высота диаграммы (точки Z' и Z'') и положение точки Z'' по оси абсцисс
Z'Z'' = OA(ρ – 1)(1.37)
Z'Z'' = 83(15 – 1) = 415 мм
Ординаты характерных точек
Построение политроп сжатия и расширения проводится графическим методом
а) для луча ОК принимаем угол α = 15º;
б) tg 1 = (1 + tg α)n1 – 1;
tg 2 = (1 + tg α)n2 – 1;
tg 1 = (1 + tg 15)125 – 1 = 0345
tg 2 = (1 + tg 15)137 – 1 = 0384
в) используя лучи ОМ и ОК строим политропу сжатия начиная с точки С;
г) используя лучи ОN и ОК строим политропу расширения начиная с точки Z''.
Скругление индикаторной диаграммы производим с учетом предварения открытия выпускного клапана и угла опережения впрыска топлива.
Для двигателя Д – 244
Угол опережения открытия выпускного клапана γ = 56 º
Угол опережения впрыска топлива = 17 º
Получаем точки b' и d'.
Величина отрезка О'O'1
где L – длина шатуна
L = 230 мм [1 стр. 31]
Положение точки С'' определяется из выражения
Точка Z лежит на линии Z'Z'' ориентировочно вблизи точки Z''
Точка b'' находится на середине расстояния ba.
Проводим плавные кривые d'c'' изменения линии сжатия в связи с опережением впрыска и b'b'' изменения линии расширения в связи с предварением открытия выпускного клапана.
Проводим линии впуска и выпуска.
В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму r a' a d' c'' z b' b'' r.
Пользуясь построенной индикаторной диаграммой учитывая масштаб Mp заполняем таблицу 1 (см. стр. ).
Динамический расчет двигателя
1 Определение величины безразмерного параметра К.Ш.М.
Величина λ вычисляется по формуле
где – длина радиуса кривошипа
= 00625 м [1 стр. 31]
L = 0230 м [1 стр. 31]
2 Вычисление и построение графика силы давления газов на поршень
Величины сил давления газов на поршень определяем графическим способом. Для этого используем построенную индикаторную диаграмму которая может служить графиком газовой силы если ось абсцисс сместить вверх на величину Р0 и вычислить масштаб газовой силы по формуле
где Мр – масштаб давлений принятых при построении индикаторной диаграммы.
Fp – площадь поперечного сечения цилиндра
Остается только построить этот график из координаты S в координату по α град. Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленчатого вала осуществляем по методу Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой на горизонтальном участке АВ равном по длине ходу поршня S в масштабе Ms описывается полуокружность с центром в середине отрезка АВ (точка О'). От центра О' на горизонтальном диаметре АВ в том же масштабе Ms откладывается вправо отрезок О'O'1 (поправка Брикса) равный по величине
Полуокружность разбивается на равные части через 30 º. Для определения пути пройденного поршнем при повороте кривошипа на угол α через точку О'1 проводится под углом α к горизонтали луч до пересечения ею с полуокружностью. Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные величины давлений откладывают на вертикали соответствующих углов α. Развертку индикаторной диаграммы начинают с ВМТ в процессе хода впуска. Далее соединяют полученные точки плавной кривой (в координатах Р – α) и получают развернутую индикаторную диаграмму с масштабом Mр а если полученные ординаты умножить на масштаб Mрг то имеем график газовых сил. Пользуясь этим графиком учитывая масштаб Mрг заполняется таблица 1.
3. Определение масс деталей поршневой и шатунной групп
Для вычисления силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс и центробежной силы инерции вращающейся части массы шатуна необходимо знать массы деталей поршневой (mп) и шатунной (mш) групп.
Масса поршневой группы
где m'п – удельная масса поршня
Для поршня из алюминиевого сплава принято m'п = 250 кгм2 [1 стр. 35]
где m'ш – удельная масса шатуна
m'ш = 350 кгм2 [1 стр. 35]
Масса шатуна сосредоточенная на оси поршневого пальца
Масса шатуна сосредоточенного на оси шатунной шейки кривошипа
Масса кривошипно-шатунного механизма совершающая возвратно-поступательное движение
4 Вычисление сил инерции КШМ
Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс КШМ вычисляется по формуле
где – угловая скорость вычисляется
Значение тригонометрического многочлена (cosα + λcos2α) выбирается из таблицы 2.4 [1 стр. 36]
Результаты расчета силы инерции для всех значений α сведены в табл. 1. Используя ее строится график силы инерции Pj в масштабе Мрг.
5 Вычисление и построение графика суммарной силы действующей вдоль оси цилиндра
Суммарная сила РΣ действующая на поршневой палец по направлению оси цилиндра вычисляется алгебраическим сложением газовой силы Рг и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Рj. При исчислении величины силы РΣ для различных значений угла пользуются данными табл. 1.
Результаты вычислений сведены в табл. 1 с помощью которой строится график силы РΣ = f(α) на той же координатной сетке и в том же масштабе Мрг что и графики сил Рг и Рj.
6 Вычисление и построение графика суммарной тангенциальной силы
Суммарная тангенциальная сила ТΣ действующая на шатунную шейку кривошипа и создающая на валу двигателя крутящий момент вычисляется по формуле
Значения тригонометрического многочлена входящего в формулу для различных значений α выбираем из таблицы 2.5 [1 стр. 38]
Значение силы РΣ (с учетом знака) берутся из табл.1.
Результаты вычислений силы ТΣ заносятся в табл. 1. По этим данным на новой координатной сетке строится график суммарной тангенциальной силы
Масштабы графика ТΣ = f(α)
Масштаб силы Мрг = 3799 нмм
Масштаб угла поворота кривошипа Мα = 25 градмм
7 Вычисление и построение графика суммарной нормальной силы
Суммарная нормальная сила КΣ действующая на шатунную шейку кривошипа по направлению его радиуса определяется по формуле
Значение тригонометрического многочлена входящего в расчетную формулу для различных значений α выбирается по таблице 2.6 [1 стр. 22]
Результаты вычислений силы КΣ заносятся в таблицу 1. По этим данным строится график суммарной нормальной силы КΣ на той же координатной сетке и в том же масштабе что и график суммарной тангенциальной силы ТΣ.
8 Построение графика крутящего момента двигателя
График суммарной тангенциальной силы является одновременно и графиком индикаторного крутящего момента одного цилиндра двигателя Мкр = = f(α) но в масштабе
Период изменения крутящего момента дизеля с равными интервалами между вспышками
где і – число цилиндров (і = 4).
График строится следующим образом
График силы ТΣ делится по длине на 4 части которые переносятся в прямоугольные координаты Мкр – α на угловом интервале и выполняют их сложение с учетом знаков ординат.
Масштаб момента Мм = 10 Нммм;
Масштаб угла поворота Мα = 1 градмм.
Чтобы определить величину среднего индикаторного крутящего момента двигателя ΣМкр ср. планеметрированием определяем величину площади F графика ΣМкр делим на длину графика (в мм) и результат умножаем на масштаб т.е.
где F – площадь заключенная под кривой Мкр
Эффективный крутящий момент двигателя
Эффективный момент по данным теплового расчета
Ошибка расчета составляет
что допустимо [1 стр. 45]
9 Построение полярной диаграммы сил действующих на шатунную шейку
Результирующая сила Rшш нагружающая шатунную шейку кривошипа определяется как геометрическая сумма сил ТΣ КΣ и Кш
Т.к. геометрическая сумма сил ТΣ и КΣ равна силе SΣ действующей вдоль оси шатуна то выражение для силы Rшш можно записать в виде
Поскольку сила Кш при n = const постоянна по величине и всегда направлена по радиусу кривошипа построение полярной диаграммы силы Rшш начинают с построения полярной диаграммы сил SΣ. Оно сводится к графическому сложению векторов сил КΣ и ТΣ в прямоугольных координатах КΣ – ТΣ. Причем за положительное направление оси КΣ берется направление вниз от начала координат а оси ТΣ – вправо. Полученные точки соединяются плавной непрерывной линией.
Далее из точки "0" отлаживается вниз по оси величина вектора силы Кш и получается таким образом новый полюс Ош. Относительного этого полюса построенная кривая представляет собой полярную диаграмму результирующих сил Rшш действующих на шатунную шейку ориентированного относительно неподвижного кривошипа фиксированного в ВМТ.
При построении полярной диаграммы пользуются масштабом
Расчет деталей кривошипно-шатунного механизма
1 Расчет деталей поршневой группы
Поршневая группа двигателя включает поршень поршневой палец поршневые кольца и детали крепления пальца (стопорные кольца грибки).
-Диаметр цилиндра D = 110 мм;
-Максимальное давление сгорания Рzma
-Максимальная нормальная сила Nma
-Масса поршневой группы mпг = 238 кг;
-Максимальная частота вращения холостого хода nma
-Высота поршня Н = 125 мм;
-Высота юбки поршня hю = 72 мм;
-Радиальная толщина кольца t = 50 мм;
-Радиальный зазор кольца в канавке t = 075 мм;
-Высота верхней межкольцевой перемычки hп = 505 мм;
-Число масляных каналов nм = 10;
-Диаметр масляных каналов d = 25 мм.
Материал поршня – алюминиевый сплав
Материал гильзы – чугун специальный
Рисунок 3.1 - Расчетная схема поршня.
Определяем площадь сечения А – А.
Максимальная сжимающая сила
Максимальная угловая скорость холостого хода
Масса поршневой головки с кольцами расположенными выше сечения
Максимальная разрывающая сила
Определяем напряжение разрыва
Определяем напряжение в верхней межкольцевой перемычке.
Суммарное (третья теория прочности)
Определяем удельное давление поршня на стенки цилиндра
Диаметры головки и юбки поршня в холодном состоянии
где г и ю – соответственно теоретические диаметральные зазоры для верхнего и нижнего торцов поршня.
Диаметральные зазоры в горячем состоянии
где Тц 380 º К (температура стенок цилиндров).
Тг – температура головки поршня.
Тг = 473 723 º К 490 º К
Тю – температура юбки поршня.
1.2. Расчет поршневого кольца
Кольца чугунные СЧ20.
Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра
где Е = 1105 МПа – модуль упругости материала поршневого кольца (СЧ20);
Ж – раствор замка (разность зазоров в замке кольца в свободном его состоянии и min допускаемого).
пк – радиальная толщина кольца Sпк = 45 мм
Давление кольца на стенку цилиндра в любой точке
Рφ – сводим в таблицу.
Форма кольца в свободном состоянии обеспечивающая требуемый характер распределения давления
где rм – средний радиус кольца.
Рисунок 3.2 - Эпюра радиального кольца и форма поршневого кольца в свободном состоянии
Давления по окружности цилиндра.
Результаты расчета сводим в таблицу.
Таблица 3.1 – Результаты расчета
Максимальное напряжение возникающее при изгибе кольца в рабочем состоянии в его поперечном сечении против замка
Допускаемые напряжения
Максимальное напряжение при разведении замка в процессе надевания кольца на поршень
где К = 157 – коэффициент зависящий от способа приложения усилий к кольцу при надевании его на поршень.
Монтажный зазор з в прямом замке холодного кольца
где - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя
- коэффициент линейного расширения материалов кольца и цилиндра.
- температура кольца;
- температура гильзы;
- начальная температура.
1.3. Расчет поршневого пальца
Материал – сталь 12 ХНЗА HRC = 56 62
Наружный диаметр dн = 40 мм;
Внутренний диаметр dв = 24 мм;
Длина пальца Lп = 90 мм;
Длина поршневой головки шатуна Lпг = 37 мм;
Расстояние между торцами бобышек Lбп = 43 мм.
Сила инерции действующая на поршневой палец
Сила давления газов действующая на поршневой палец
Расчетная сила действующая на поршневой палец
где k = 072 – коэффициент зависящий от массы пальца (068 08).
Удельное давление на втулку поршневой головки шатуна
Удельное давление на бабышки поршня
Допускается Рб = 15 50 МПа.
Напряжение в среднем сечении пальца при его изгибе
где γ = 06 = db dп = 24 40 =06
Касательные напряжения в сечениях между бабышками и головкой шатуна при срезе
Максимальная диаметральная деформация пальца при овализации
где К – поправочный коэффициент.
Е = 22105 – модуль упругости материала пальца (сталь).
Напряжения от деформации пальца
На основании полученных значений напряжений строим их эпюру.
Рисунок 3.3 - Эпюра напряжений при овализации пальца а) на внутренней поверхности; б) на внешней.
Монтажный зазор между пальцем и бобышками поршня
где апп = 1110-6 1 ºС ап = 2210-6 1 ºС.
tпп = 105 ºС tп = 125 ºС
принимаем равной 004 мм
Для облегчения сборки пальца с поршнем последний следует прогревать.
2 Расчет деталей шатунной группы
на режиме n = 1700 мин-1 при φз = 370 º ПКВ.
-Масса поршневой группы mпг = 2544 кг;
-Масса шатунной группы mш = 27 кг;
-Максимальная частота вращения холостого хода nххma
-Ход поршня S = 125 мм;
-Длина поршневой головки Lпг = 37 мм;
-Диаметр шатунной шейки dшш = 68 мм;
-Длина кривошип. головки Lкг = 40 мм;
-Высота двутаврового сечения в центре масс шатуна hш = 36 мм;
-Ширина двутаврового сечения в центре масс bш = 24 мм.
Шатун изготовлен из углеродистой стали 40Х.
Для стали 40Х выбираем
Предел прочности в = 980 МПа;
-при изгибе -1 = 350 МПа;
-при растяжении -1р = 300 МПа;
-предел текучести т = 800 МПа;
Коэффициент приведения цикла
-при изгибе - а = 021;
-при растяжении а = 017.
Расчет поршневой головки.
Поршневая головка во время процессов впуска и выпуска подвергается растяжению силами инерции РJ и сжатию силой РZ – PJпг (РJпг – сила инерции деталей поршневой группы).
Рисунок 3.4 - Расчетная схема шатуна.
Для случая растяжения-сжатия
Максимальное напряжение растяжения в сечении –
где mвг = 0075 mш = 007527 = 0203 кг.
Среднее значение и амплитуда напряжения
то запас прочности определяем по пределу усталости
(т.к. не имеется резких переходов)
КF = 072 – чистовое растачивание
Напряжения в поршневой головке от запрессовки втулки определяются при натяге посадки втулки = 005 мм
-температурном натяге
где t = 110 ºC – степень подогрева.
Удельное давление на поверхности соприкосновении втулки с головкой
где dг = 57 мм – наружный диаметр головки
d = 43 мм – внутренний диаметр головки
dн = 40 мм – внутренний диаметр втулки
М = 03 – коэффициент Пуассона.
Напряжения на внешней внутренней поверхностях поршневой головки от действия суммарного натяга определяем по формулам Ламе
Расчет поршневой головки на изгиб
Максимальная сила растягивающая головку
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении
где - средний радиус головки.
Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений расположенных под углом φ' определяем по следующим формулам
Для φ' от 90 º до φ3
(φ3 = 120 º - угол заделки)
Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностях по формулам
где коэффициент b = Ег Fг (Ег Fг + Ев Fв)
Fг Fв – площадь сечения стенок головки и втулки.
Результаты расчетов сводим в таблицу.
Таблица 5 – Результаты расчетов
Суммарная сила сжимающая головку
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении .
Рисунок 3.5 - Эпюра напряжений во внутреннем и внешнем волокнах поршневой головки шатуна при растяжении.
Рисунок 3.6 - Эпюра напряжений во внутреннем и внешнем волокнах поршневой головки шатуна при сжатии.
Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений расположенных под углом φ к вертикальной плоскости
Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностей
Результаты вычислений сводим в таблицу.
Таблица 3.6 – Результаты вычислений
Расчет стержня шатуна.
Стержень шатуна подвергается растяжению силой инерции РJ поступательно движущихся масс расположенных выше расчетного сечения и сжатию силой равной разности сил давления газов и силы инерции. Стержень шатуна рассчитывают на усталость в сечении В – В которое условно располагается в центре тяжести шатуна.
Сила растяжения шатуна
Сила сжимающая шатун
Напряжения сжатия в расчетном сечении с учетом продольного изгиба
где FB-B = 470 мм2 – площадь сечения В-В.
Напряжения растяжения в сечении В-В
Среднее напряжение и амплитуда цикла
значит запас прочности определяем по пределу усталости
Значения коэффициентов
Расчет крышки шатуна.
Сила нагружающая крышку шатуна
где ткр = 024 кг – масса крышки шатуна;
тшп = 07425 кг – масса шатуна приведенная к поршню;
тшк = 19575 ку – масса шатуна приведенная к кривошипу.
Моменты инерции вкладыша и крышки
Момент сопротивления расчетного сечения
Напряжения при изгибе крышки и вкладыша
где Fг – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении
Расчет шатунного болта.
Максимальная сила инерции разрывающая головку и шатунные болты
Номинальный диаметр болта
Количество болтов iб = 2
Материал болтов – сталь 40ХН
в – предел прочности (1300 МПа)
т – предел текучести (1150 МПа)
-1р – предел усталости при растяжении-сжатии (380 МПа)
а – коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии (02)
Сила предварительной затяжки болта
Суммарная сила растягивающая болт
где - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.
Максимальные и минимальные напряжения в сечении болта
где Fср – площадь опасного сечения болта
Так как то запас прочности шатунного болта определяется по пределу текучести
Запас прочности должен быть не менее 2.
3 Расчет коленчатого вала на прочность
Коленчатый вал двигателя ЯМЗ 236 полноопорный с симметричными коленами и асимметричным расположением противовесов.
Рисунок 3.7 - Схема коленчатого вала.
Материал – сталь 40ХНМА;
-внутренний диаметр dвн = 0 мм
-наружный диаметр dн = 7525 мм
-длина шейки lкш = 32 мм
-внутренний диаметр dвн = 32 мм
-наружный диаметр dн = 68 мм
-длина шейки lкш = 38 мм
Радиус кривошипа R = 625 мм
Расстояние между серединами коренных шеек l = 135 мм
Масса противовеса mпр = 15 кг
Приведенная масса щеки mщ = 12 кг
Приведенная масса шатунной шейки mшш = 0457 кг
Рисунок 3.8 - Расчетная схема кривошипа.
Толщина щеки n = 25 мм
Длина сечения А-А щеки b = 120 мм
Расчет коренных шеек.
Коренные шейки рассчитываем только на кручение под действием тангенциальных сил. Максимальные и минимальные значения скручивающих моментов определяем с помощью составления таблиц набегающих моментов. Значения тангенциальной силы Т = f(φ) определенные в динамическом расчете заносим в графу 2 таблицы. В соответствии с порядком работы цилиндров в графы таблицы заносятся значения Т для соответствующих цилиндров. Далее определяются набегающие моменты для 2 3 4 5-ой коренных шеек.
Критерием нагруженности шейки является размах момента .
Значение Мmax для каждой шейки приводим в последней строке таблицы набегающих моментов. Определяем таким образом наиболее нагруженную шейку.
Таблица 3.7 – Тангенциальные силы
Таблица 3.8 – Набегающие моменты
Наиболее нагруженной является 4-я коренная шейка (Мкш4 = 19729 Нм). Для этой шейки определяем минимальные и максимальные касательные напряжения.
Wкш – момент сопротивления шейки кручению. Для монолитной шейки (т.к. сверление в коренной шейке незначительного диаметра)
Определяем амплитудное и средне напряжение
По таблице (табл. 5.6 [1]) с учетом наличия в шейке отверстия для подвода масла находим теоретический коэффициент концентрации напряжений
Для стали 40ХНМА находим q – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений
По формулам (5.1 и 5.2 [1]) осуществляем выбор соответствующего предельного напряжения
Для стали 40ХНМА находим
Расчет запаса прочности выполняем по пределу выносливости
Расчет шатунных шеек.
Шатунные шейки рассчитываются на кручение и изгиб. Запасы прочности при кручении и изгибе определяются независимо один для другого а затем подсчитываем общий запас прочности. С целью определения моментов действующих на каждую шейку (шатунную) полноопорного вала набегающий момент нагружающий коренную шейку предшествующую рассматриваемой складывается с половиной момента действующего на данную шатунную шейку.
Таблица 3.9 – Набегающие моменты шатунных шеек
Критерием нагруженности шатунной шейки служит размах момента
Определяем значения моментов скручивающих каждую шатунную шейку и сводим их в таблицу. Определяем по значению наиболее нагруженную шейку.
Наиболее нагруженной является 4-я шатунная шейка ().
Определяем момент сопротивления шатунной шейки на кручение
Расчет выполняем по пределу выносливости
где - определено в предыдущем расчете.
Расчет шатунной шейки на изгиб ведется в плоскости кривошипа и перпендикулярной ей плоскости.
Изгибающий момент в плоскости перпендикулярной к плоскости кривошипа
RT – реакция опор при действии тангенциальной силы RT = -05T
Центробежная сила инерции противовеса расположенного на продолжении щеки
где mпр – масса противовеса (15 кг)
ρ – расстояние от оси вращения коленчатого вала до центра тяжести противовеса (ρ = 6010-3 м)
Сила инерции вращающихся частей шатуна
Центробежная сила действующая на щеку
где тщ = 12 кг – приведенная масса щеки
Центробежная сила действующая на шатунную шейку
Реакция опор при действии сил в плоскости кривошипа
Изгибающий момент действующий в плоскости кривошипа
Суммарный изгибающий момент Мφ в плоскости располжения масляного отверстия φм = 140 º - угол между положительным направлением силы К и осью отверстия.
Расчет производим по пределу текучести
Определяем суммарный запас прочности
Суммарный запас прочности шатунных шеек для тракторных дизелей должен быть Зшш ≥ 3 5
Моменты скручивающие щеку
Момент сопротивления прямоугольного сечения щеки
Находим касательные напряжения в щеке
Расчет производим по пределу выносливости.
Моменты изгибающие щеку
Силы сжимающие (растягивающие) щеку
Максимальные и минимальные напряжения в щеке
где - момент сопротивления щеки изгибу.
Fщ – площадь расчетного сечения м2
Кт = 15 q 1 К = 15 Кf = 065 Кd = 06
Суммарный запас прочности щеки
Расчет деталей газораспределительного механизма
Механизм газораспределения предназначен для своевременного впуска в цилиндр двигателя воздуха и для выпуска отработавших газов. Для лучшего наполнения и обеспечения очистки цилиндров двигателя впускные и выпускные клапаны открываются и закрываются не при положениях поршня в мертвых точках а с некоторым опережением и запаздыванием. При проектировании клапанного механизма необходимо стремиться к удовлетворению двух противоположных требований 1) получению максимальных проходных сечений обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра 2) сокращению до минимума массы подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок.
1. Профилирование кулачка
Под профилированием понимают определение высоты подъема клапана в зависимости от угла поворота кулачка. Механизм газораспределения двигателя Д – 243 – верхнеклапанный с нижним расположением распределительного вала.
Средняя скорость поршня Сп = 708 мс
Скорость газового потока в проходном сечении седла при максимальном подъеме впускного клапана принимается из диапазона 80 100 мс.
Угол предварения открытия впускного клапана φпр = 17 º п.к.в а угол запаздывания закрытия впускного клапана φзп = 56 º п.к.в.
Радиус стержня распределительного вала r = 175 мм
Зазор между клапаном и коромыслом S = 025 мм.
Основные размеры проходных сечений в горловине и в клапане
Площадь проходного сечения клапана при максимальном подъеме
где iкл – число одноименных клапанов на цилиндр (1)
Рисунок 4.1 - Расчетная схема проходного сечения в клапане.
Диаметр горловины клапана
где Fгор = 115Fкл = 015572 = 6578 мм2 – площадь проходного сечения горловины клапана.
Из условия возможного расположения клапанов в головке при верхнем их расположении диаметр головки не должен превышать dгор = (038 042)D.
dгор = 038110 = 42 мм
Окончательно принимаем dгор = 30 мм
Максимальная высота подъема клапана при угле фаски клапана α = 45 º
Основные размеры впускного клапана.
Радиус начальной окружности
Ро = 175 + 15 = 19 мм
Максимальный подъем толкателя
где lт = 33 мм – длина плеча коромысла прилегающего к толкателю
lкл = 55 мм – длина плеча коромысла прилегающего к клапану
Определяем радиус окружности тыльной части кулачка
Протяженность участка сбега
где толк = 002 ммград – скорость толкателя в конце сбега.
Угловую протяженность других участков ускорения толкателя выбираем из соотношений
где φро – угол определяемый по соотношению
Решив эти уравнения получим
Вспомогательные величины и коэффициенты закона движения толкателя
где z = 58 – принято по рекомендациям для кулачка Курца.
Проверка вычисленных значений коэффициентов
Подъем (перемещение) толкателя к углу поворота кулачка
Полученные значения перемещений рассчитанные по вышеприведенным формулам сводим в таблицу.
Определяем скорость толкания
где к – угловая скорость вращения кулачкового вала
Полученные значения скоростей толкателя сводим в таблицу.
Ускорение толкателя определяем по следующим формулам
Значения ускорения толкателя полученные по вышеперечисленным формулам сносим в таблицу.
Минимальный и максимальный радиусы кривизны безударного кулачка
2 Расчет клапанной пружины
Клапан приводится в движение через толкатель штангу и коромысло. Коромысло имеет плечи lкл = 55 мм lт = 33 мм.
сталь 50ХФА -1 = 350 МПа в = 1500 МПа.
Расчет выполняем для впускного клапана.
Пружина должна развивать усилие превышающее силу инерции деталей Г.Р.М. на предельном скоростном режиме работы движения.
Определяем массу ГРМ приведенную к оси клапана
Масса Г.Р.М. приведенная к оси толкателя
где mкл = 200 г – масса клапана;
mтар = 46 г – масса тарелки клапана;
mзам = 10 г – масса сухарей тарелки;
mпр = 48 г – масса пружины;
Jкор = 26410-2 – момент инерции коромысла относительно оси качения.
mшт = 160 г – масса штанги;
mт = 113 г – масса толкателя.
Условие обеспечения кинематической связи между деталями Г.Р.М.
где k – коэффициент запаса (для дизелей k = 128 152) принимаем
РJкл – приведенная к клапану сила инерции механизма при движении толкателя с отрицательным ускорением.
Плошная посадка впускного клапана на седло в джунглях без наддува обеспечивается практически при любом минимальном усилии пружины.
Суммарные усилия между внутренней и наружной пружинами разделятся следующим образом
Для наружной пружины
Определяем деформацию пружин
-предварительная деформация
Определяем жесткость пружин
Общая жесткость пружин
Строим характеристику клапанных пружин.
Рисунок 4.1 - Характеристика совместно работающих двух пружин.
Размеры пружин принимаем по конструктивным соображениям.
-внутренней пружины
Средний диаметр пружин
Определяем число рабочих витков пружины.
где G – модуль упругости второго рода (G = 83 мНсм2).
Определяем полное число витков
Определяем длину пружины при полностью открытом клапане
где min = 03 мм – наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.
Определяем длину пружин при закрытии клапана
Определяем длину свободных пружин
Максимальное и минимальное напряжения в пружинах
где Кв – поправочный коэффициент учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению пружины. Выбирается в зависимости от Dпрпр.
Для Dпр.впр.в = 222 = 11 Кв = 111
Для Dпр.нпр.н = 303 = 10 К = 113
Средние напряжения и амплитуды напряжений
Определяем запас прочности пружин
Возникновению резонансных колебаний нет причин.
3 Расчет распределительного вала
При работе двигателя на распределительный вал со стороны клапанного привода действует сила упругости пружины Рпр сила давления газов и др. силы приведенные к толкателю. Вал изготовлен из углеродистой стали 45.
hтmax = 444 мм dн = 35 мм dвн = 10 мм.
Рисунок 4.2 - Расчетная схема распределительного вала.
Суммарная сила (приведенная) действующая на кулачок
Наибольшая сила передается от выпускного клапана в начальный период его открытия. Сила давления газов определяется по разности давлений действующих на головку клапана
где d = 0042 м – наружный диаметр головки выпускного клапана
Ртр = 01 МПа – давление в выпускном трубопроводе принимаем что выпуск производится в атмосферу Ртр = Р0 = 01 МПа
Р – давление в цилиндре в рассчитываемом положении кулачка
φ ºПКв = 540-56 = 484 º φпрв = 242 º Р = 05 МПа.
Сила инерции в рассчитываемый период
Сила упругости пружины Рпр соответствует Рпр.min = 70 H.
Определяем стрелу прогиба вала
Определяем напряжение смятия в зоне контакта кулачка и толкателя
4 Расчет штанги привода клапана
Диаметр штанги d = 12 мм длина штанги lшт = 362 мм. Штанга дюралюминиевая со стальными наконечниками.
Определяем критическую силу Ркр для штанги по формуле Эйлера
где Е – модуль упругости первого рода (для дюралюминия Е = 07105 МПа);
Jшт – экваториальный момент инерции поперечного сечения штанги. Для штанги из пружка длиной lшт
Запас устойчивости штанги
где Ршт = Рm = 14075
Напряжение сжатия в месте контакта сферического наконечника штанги при радиусе наконечника штанги rнш = 65 мм радиусе гнезда толкателя
Напряжение смятия цилиндрической опорной поверхности коромысла
где d = 21 мм – диаметр опорной поверхности коромысла длина
Сферической поверхности регулировочного болта
где r1 = 8 мм – радиус головки болта
r2 = 9 мм – радиус гнезда.
Диаметр стержня толкателя dт = 24 мм;
Длина участка стержня толкателя находящегося в направляющей l = 35 мм.
Момент опрокидывающий толкатель в направляющей
ОВТ – длина перпендикуляра опущенного из центра начальной окружности на направление действия силы РТ
Удельная нагрузка соответствующая Мmax
Рисунок 4.3 - Схема нагружения толкателя.
Расчет системы питания
Комплекс процессов обеспечивающих подачу в цилиндры двигателя воздуха и топлива образование горючей смеси а также удаление из цилиндров продуктов сгорания называют питанием двигателя.
Комплекс устройств и приборов обеспечивающих выполнение этих процессов образует систему питания.
Система питания двигателя состоит из следующих основных элементов воздухоочистителя впускного и выпускного коллекторов топливных фильтров грубой и тонкой очистки топливного насоса форсунок трубопроводов низкого и высокого давления а также глушителя и топливного бака устанавливаемых на тракторе.
Топливный насос высокого давления – четырехплунжерный УТН – 5. Насос приводится в действие от коленчатого вала через распределительные шестерни.
Впрыск топлива в цилиндры дизеля производится форсунками ФД – 22 закрытого типа с четырехдырчатым распылителем.
1 Расчет секции топливного насоса высокого давления
Расчет секции ТНВД заключается в определении диаметра и хода плунжера. Эти основные конструктивные параметры насоса находятся в зависимости от его цикловой подачи на режим номинальной мощности.
Цикловая подача т.е. расход топлива за цикл
где Рт – плотность диз. топлива Рт = 0842 тм3
Теоретическая подача секции топливного насоса
где н – коэффициент подачи насоса представляющий собой отношение объема цикловой подачи к объему описанному плунжером на геометрическом активном ходе и учитывающий сжатие топлива и утечки через неплотности а также деформации трубопроводов высокого давления.
Полная производительность секции ТНВД с учетом перепуска топлива перегрузки двигателя и обеспечения надежного пуска при низких температурах
Определяем диаметр плунжера из соотношения
где Sплdпл – изменяется в пределах 10 17. (принимаем 11)
Найденное значение приводим в соответствие с ГОСТ 10578-74 и принимаем dпл = 7 мм
Определяем ход плунжера (полный)
По ГОСТ 10578-74 принимаем Sпл = 8 мм
При выбранном диаметре плунжера его активный ход
где fпл – площадь сечения плунжера.
Определяем среднюю скорость плунжера ТНВД
где φа – продолжительность впрыска топлива (при объемном смесеобразовании φа = 10 20 º ПКВ) φ2 = 15 º ПКВ;
nк – частота вращения кулачкового вала ТНВД (nк = 850 мин-1)
По результатам теплового расчета дизеля и топливного насоса высокого давления определяем диаметр сопловых отверстий форсунки.
-действительное давление в конце сжатия Р''с = 506 МПа;
-давление конуса сгорания Рz = 657 МПа;
-частота вращения двигателя n = 1700 мин-1
-цикловая подача топлива Vц = 636 мм3цикл
-плотность дизельного топлива Pт = 842 кгм3
Продолжительность подачи топлива в градусах поворота коленчатого вала φ = 15 º.
Время истечения топлива
Среднее давление газов в цилиндре в период впрыска
Среднее давление распыливания принимаем Рф = 40 МПа.
Средняя скорость истечения топлива через сопловые отверстия
Коэффициент расхода топлива принимаем = 072.
Суммарная площадь сопловых отверстий
Число сопловых отверстий принимаем равным m = 4.
Диаметр соплового отверстия
Расчет системы смазывания двигателя
Система смазывания автотракторных двигателей предназначена для уменьшения потерь на трение между поверхностями деталей (создания несущего масляного слоя на поверхностях сопрягаемых деталей для предотвращения коррозии охлаждения этих поверхностей и удаления с них продуктов износа. В зависимости от типа двигателя и конструкции применяют систему смазывание разбрызгиванием под давлением и комбинированную. В большинстве современных двигателей применяется система смазывания под давлением и разбрызгиванием т.е. комбинированная.
Для увеличения срока службы масла на всех двигателях устанавливаются устройства для его очистки. В двигателях с напряженным режимом работы устанавливаются радиаторы охлаждения масла. Кроме упомянутых узлов система смазывания включает в себя масляный насос редукционный перепускной и другие клапаны устройства для контроля давления и уровня масла в системе.
В двигателе применена комбинированная система смазывания.
Подшипники коленчатого и распределительного валов втулки промежуточной шестерни и шестерни привода топливного насоса а также механизм привода клапанов смазывается под давлением от шестеренчатого насоса 1. Гильзы поршни поршневые пальцы и кулачки распределительного вала смазываются разбрызгиванием.
Очистка масла осуществляется в центрифуге 3.
Шестеренчатый насос подает масло по патрубку и каналам блока в центробежный фильтр 3. Из центрального фильтра очищенное масло поступает в радиатор 2 для охлаждения. Их радиатора охлажденное масло поступает в магистраль дизеля. При пуске дизеля холодное масло вследствие большого сопротивления радиатора через редукционный (Радиаторный) клапан 6 поступает непосредственно в магистраль двигателя минуя радиатор. Предохранительный клапан (клапан центробежного маслоочистителя) 7 отрегулирован на давление 0 65 0 7 МПа (65 70 кгссм2) и служит для поддержания указанного давления перед ротором центрифуги. При повышении давления масла на входе в ротор выше 07 МПа.часть неочищенного масла сливается через клапан в картер дизеля. Сливной клапан 8 отрегулирован на давление 02 03 МПа (20 30 кгссм2) и служит для поддержания необходимого давления масла в главной магистрали дизеля. Избыточное масло сливается через клапан в картер дизеля.
Очищенное и охлажденное масло поступает их главной магистрали дизеля по каналам в блоке цилиндров ко всем внутренним подшипникам коленчатого вала и втулкам распределительного вала. От коренных подшипников масло по каналам в коленчатом валу поступает к втулкам промежуточной шестерни и шестерни привода топливного насоса а так же к топливному насосу и регулятору. Детали клапанного механизма смазываются маслом поступающим от задней шейки распределительного вала по каналам в блоке и головке цилиндров и специальной трубке во внутреннюю полость оси коромысел 4.
1 Расчет масляного насоса
Расчет масляного расчета заключается в определении его необходимой подачи и размеров шестерен этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла. Вопрос о расходе масла рассматривается на основании теплового баланса двигателя.
В современных двигателях теплоотдача в масло Qм на номинальном режиме работы составляет 15 3 % от Q0 – теплоты сгорания топлива в цилиндрах двигателя если поршни не охлаждаются маслом
где Нн – удельная низшая теплота сгорания топлива (для диз. топлива Нн = 42500 кДжкг);
Gт – часовой расход топлива (на основании теплового расчета Gт = 109 кгчас).
Определяем циркуляционный расход масла
где ρм – плотность масла (ρм = 091 тм3)
См – удельная теплоемкость масла (См = 188 209 кДжк ºС)
tм – степень подогрева масла (tм = 10 – 15 ºС)
Определяем действительную подачу насоса
Повышенная подача необходима для создания требуемого давления масла в магистрали при работе двигателя на всех режимах и при любой температуре масла. Такая подача обеспечивает нормальное давление в системе при увеличении зазоров в сопряжениях по мере изнашивания деталей двигателя
Определяем теоретическую подачу насоса
где н – механический КПД насоса (06 08).
Принимаем допустимую окружную скорость шестерни на внешнем диаметре 2 = 6 мс т.к. 2 8 10 мс. выбираем частоту вращения вала насоса nн (мин-1) с учетом того что отношение частот вращения коленчатого вала и ведущей шестерни насоса для дизеля лежит в пределах 07 – 1.
Определяем наружный диаметр шестерен насоса
Задаем стандартный модуль зацепления
m = 45 мм (m = 35 5 мм) число зубьев Z = 9 (Z = 7 12). Уточняем Dш.
Определяем требуемую длину (мм) зубьев
Мощность (кВт) затрачиваемая на привод насоса
где нм – механический КПД насоса (085 09)
Рн – давление развиваемое насосом (Рн = 07 Мпа – см. описание системы смазывания).
Вместимость системы смазывания
Центрифуга представляет собой центробежный фильтр тонкой очистки масла от механических примесей. Качественная очистка масла возможна лишь в случае если привод центрифуги будет обеспечивать
а) высокие угловые скорости ротора (5000 7000 мин-1)
б) частоту вращения ротора не зависящую от скоростного режима двигателя.
в) простоту конструкции длительный срок службы.
Центрифуга – полнопоточная привод гидрореактивный двухсопловый.
Частота вращения ротора центрифуги
где Vцр – расход масла чз сопла центрифуги;
Vцр = 02Vц = 020214 = 00428 мс
R – расстояние от оси сопла до оси вращения ротора (R = 20 мм);
= 1 – коэффициент сжатия струи в отверстии сопла.
Вместимость ротора 08 л соответствует а = 08 Нмм
b = 05210-2 Нмммин-1
Диаметр сопла dс = 15 мм
Площадь сечения отверстия сопла
Для расчета давления масла на входе в центрифугу выбираем коэффициент расхода = 084 и коэффициент гидравлических потерь =03.
Расчет масляного радиатора заключается в определении площади его охлаждающей поверхности.
Q'м – количество теплоты отдаваемой радиатором должно составлять 50 75 % теплоты Qм отводимой маслом от двигателя. Циркуляционный расход масла через радиатор Vрад = Vц = 0214 лс.
Температура масла на выходе из радиатора tрад.вых = 80 ºС.
Средняя температура масла
Средняя температура охладителя
где tохл – температура охладителя на входе в радиатор для вохдушно-масляных радиаторов (3 5 ºС);
tохл.вх – температура охладителя на входе в радиатор для воздуха (40 ºС).
Площадь (м2) поверхности радиатора омываемой охлаждающим телом
где kж – полный коэффициент теплопередачи от масла к охладительному телу. В результате экспериментальных исследований найдено что для радиаторов тракторов kж находится в пределах 25 70 Втм2 ºС
Толщина стенки радиаторных трубок
Скорость масла в них – 01 05 мс.
4. Расчет шатунного подшипника скольжения
Диаметр шатунной шейки dшш = 68 мм;
Диаметральные зазоры m
Рисунок 6.1 - Положение вала в подшипнике.
Относительные зазоры
Минимальная толщина масляного слоя
где kшш = Rшсрlшdм = 117456838 = 455 МПа.
– вязкость масла М – 10Г2 при 110 ºС
Величина критического слоя масла
Коэффициент запаса надежности подшипников
Во втором случае подшипник обладает недостаточным запасом надежности и возможен переход на сухое трение.
Расчет системы охлаждения
Система охлаждения представляет собой совокупность устройств обеспечивающих принудительный отвод теплоты от нагретых деталей двигателя и передающих ее окружающей среде с целью поддержания оптимального теплового состояния двигателя.
К системе охлаждения предъявляют следующие требования
-предупреждение перегрева или переохлаждения двигателя на всех режимах его работы в различных рельефных и климатических условиях работы мобильных машин;
-сравнительно небольшие затраты мощности на охлаждение;
-компактность и малая масса;
-эксплуатационная надежность;
-малая материалоемкость и себестоимость.
Ориентируясь на прототип Д – 244 принимаем охлаждение дизеля жидкостное с принудительной циркуляцией охлаждающей жидкости от центробежного насоса объединенного в один агрегат с вентилятором. Валик насоса и вентилятор приводятся во вращение от шкива коленчатого вала дизеля с помощью клинкового ремня. Для регулирования температуры в системе охлаждения установлен термостат ТС – 109 с твердым наполнителем.
Определяем количество теплоты Qж (кДжс) отводимой через систему охлаждения двигателя при его работе на режиме номинальной мощности
где qж = QжQ0 – относительная теплоотдача в охлаждающую жидкость обычно qж для дизелей лежит в пределах 016 036 от теплоты сгорания топлива принимаем qж = 026
Расчетное количество теплоты (с учетом изменения коэффициента теплоотдачи из-за засорения наружной поверхности решетки радиатора и отложения накипи внутри).
Количество теплоты отводимой от двигателя охлаждающей жидкостью (Qжр) принимается равным количеству теплоты передаваемой охлаждающему воздуху (Qвозд)
Расход воздуха (м3с) проходящего через радиатор
где Свозд – средняя удельная теплоемкость воздуха Свозд = 1005 кДжкг ºС
Р – плотность воздуха при температуре 40 ºС (Рвозд = 113 кгм3);
tвозд – температурный перепад в решетке радиатора (25 ºС)
Циркуляционный расход (лс) охлаждающей жидкости проходящей через радиатор
где Сж-удельная теплоемкость охлаждающей жидкости (для воды 4187 кДжкгºС)
ρж – плотность жидкости (для воды при tж = 20 ºС ρж = 1 тм3
tж – температурный перепад охлаждающей жидкости в радиаторе (tж= tжвх – tжвых = 6 12 ºС).
Оптимальное значение температуры tжвх характеризующей температурный режим жидкостного охлаждения принимается в интервале 80 95 ºС. Принимаем tжвх = 92 ºС tж = 10 ºС
Средняя температура жидкости в радиаторе
Средняя температура воздуха проходящего через радиатор
Температура воздуха на входе в радиатор принимается tвозд.вх = 40 ºС
Необходимая площадь (м2) поверхности охлаждения радиатора
где kж –коэффициент теплопередачи от охлаждающей жидкости к охлаждающему телу (Втм2 ºС) в результате экспериментальных исследований установлено что для радиаторов тракторов kж находится в пределах 80 100 Втм2 ºС.
Принимаем kж = 90 Втм2 ºС
Площадь фронтовой поверхности радиатора (м2)
где возд – скорость воздуха перед фронтом радиатора (6 18 мс) без учета скорости движения машины принимаем возд = 13 мс.
Глубина сердцевины радиатора (мм)
где φр – коэффициент объемной компактности для современных радиаторов (06 18 мм-1). Принимаем φр = 12 мм-1
2 Расчет вентилятора
В системах охлаждения вентиляторы устанавливаются для создания искусственного потока воздуха проходящего через радиатор что позволяет уменьшить площадь охлаждающей поверхности вместимость и массу охлаждающей системы в целом.
Вентилятор выбираем со штампованными из листовой стали лопастями приклепанными к стальной ступице четырехлопастной. Для уменьшения вибраций и шума лопасти располагаем Х-образно – попарно под углом 70 º и 110 º. Вентилятор установлен на валу насоса охлаждающей жидкости.
Окружная скорость лопасти вентилятора (мс) на ее наружном диаметре
где – коэффициент зависящий от формы лопастей = 22 29 – для криволинейных лопастей;
Рв – давление воздуха создаваемое вентилятором (Рв = 600 1000 Па)
Диаметр вентилятора (м)
где 'возд – расчетная скорость воздуха в рабочем колесе (13 40 мс) принимаем 'возд = 20 мс.
Значение Dв округляем до ближайшего по ГОСТ 10616-73 и принимаем Dв = 0400 м.
Частота вращения вентилятора (мин-1)
Мощность (кВт) потребная для привода вентилятора
где в – КПД вентилятора для клепаных вентиляторов в = 03 04. Принимаем 035.
3 Расчет насоса охлаждающей жидкости
Расчетная подача водяного насоса (лс)
где н – коэффициент подачи учитывающий возможность утечки жидкости из напорной полости во всасывающие (08 09). Принимаем 085.
Радиус r1 (м) входного отверстия крыльчатки насоса
где r0 – радиус ступицы крыльчатки (12 30 мм). принимаем 20 мм;
С1 – скорость жидкости на входе в насос (1 25 мс). принимаем 175 мс.
Окружная скорость схода жидкости (мс)
где α2 и 2 – угол между направлениями С2 и U2 W2 и U2
Рж – давление жидкости создаваемое насосом Па (5 10)104
г – гидравлический КПД насоса (06 07).
Для обеспечения г = 06 07 принимаем α2 = 8 12 º 2 = 32 50 º.
Принимаем α2 = 9 º 2 = 42 º г = 067 Рж = 85104 Па.
Радиус крыльчатки на выходе
Окружная скорость потока жидкости на входе (мс)
Угол определяется исходя из того что угол α1 между векторами скоростей С1 и U1 = 90 º.
На основании полученных данных производится профилирование лопасти. Как правило лопасти профилируются по дуге окружности. Для этого проводя внешнюю окружность крыльчатки радиусом r2 а внутреннюю – радиусом r1 в произвольной точке В на внешней окружности строим угол 2. От радиуса ОВ строится угол 1 + 2. Через точки В и К проводится линия ВК которая продолжается до пересечения с окружностью входа (точка А). Из середины отрезка АВ (точка L) проводится перпендикуляр к линии ВЕ (точка Е) а из точки Е – дуга являющаяся искомым очертанием лопасти.
Радиальная скорость схода охлаждающей жидкости (мс)
Ширина лопастей на входе b1 и на выходе b2 определяется
где z – число лопастей на крыльчатке
– толщина лопастей мм
В существующих конструкциях z = 4 8; = 3 5 мм.
Принимаем z = 6 = 3 мм
Мощность (кВт) потребляемая водяным насосом
где м – механический КПД насоса (07 09)
Вместимость систем жидкостного охлаждения тракторных дизелей
Расчет системы пуска двигателя
Для пуска двигателя необходимо чтобы частота вращения его вала обеспечивала условия возникновения и нормальное протекание начальных рабочих циклов в двигателе. Пусковая частота вращения коленчатого вала двигателя зависит от вида двигателя и условий пуска. Момент сопротивления проворачиванию вала двигателя при его пуске зависит от температуры окружающей среды степени сжатия частоты вращения вязкости масла числа и расположения цилиндров. Мощность пускового устройства определяется моментом сопротивления проворачиванию и пусковой частотой вращения.
Пусковое устройство дизелей состоит из электрического стартера СТ – 212А мощностью 48 л.с. Стартер представляет собой электродвигатель постоянного тока последовательного возбуждения. Включение стартера дистанционное с помощью электромагнитного реле и включателя стартера.
1. Расчет пускового устройства
Выбираем марку масла и задаем его расчетную кинематическую вязкость.
В соответствии с требованиями ГОСТ – 20000-82 предельной температурой холодного запуска автотракторных дизелей со штатной пусковой системой считают – 10 ºС при обычных зимних маслах и – 20 ºС при применении загущенных масел.
Масло моторное (см. расчет системы смазывания)
Летнее – М 10 Г2 по ГОСТ 8581-78;
или – М 10 В2 по ГОСТ 8581-78;
Зимнее – М 8 Г2 по ГОСТ 8581-78;
или – М 8 В2 по ГОСТ 8581-78.
Т.к. выбраны масла не загущенные то предельную температуру холодного запуска систем равной – 10 º С.
По графику (6.1.[1]) для зимнего масла М-8Г2 для t C = -10 ºС находим расчетную его вязкость.
Выбираем пусковую частоту вращения коленчатого вала двигателя (для дизелей пусковая частота должна быть не ниже чем 150 200 мин-1). Принимаем nп = 200 мин-1.
Определяем коэффициент А – учитывающий влияние размеров поверхностей трения на момент сопротивления Мср. для дизелей А = 2550V (стр. 214 [1]).
А = 2550475 = 106875
Для рядных тракторов дизелей расчетный момент сопротивления определяем следующим образом
Определяем момент сопротивления при вязкости масла равной 1000 мм2с
где D – диаметр цилиндра.
По найденному значению М1000 определяем расчетное значение
где – расчетная вязкость масла (3600 мм2с при t = -10 ºС для М – 8 Г2)
у – показатель степени зависящий от пусковой частоты (для nп = 200 мин-1) у = 035.
Требуется мощность пускового устройства
где k – коэффициент учитывающий возможное снижение мощности пускового устройства (11 15) k = 11;
– КПД зубчатой передачи в приводе стартера (085)
По этому значению подбираем электростартер – СТ-212.
Также в качестве пускового устройства можно рекомендовать пусковой двигатель ПД – 10у с редуктором (одноцилиндровый двухтактный карбюраторный двигатель с кривошипно-камерной продувкой мощностью 848 кВт при 3500 мин-1).
Пусковой двигатель позволяет произвести довольно длительную холодную прокрутку (без подачи топлива) дизеля до появления устойчивого давления в системе смазывания что положительно сказывается на ресурсе двигателя.
Также для облегчения пуска следует применять электрофакельный подогреватель (служащий для подогрева всасываемого в цилиндры воздуха).
Для облегчения пуска в зимних условиях в зимних условиях дизели могут быть оборудованы жидкомтным подогревателем типа ПЖБ – 200Б.
В результате расчетов систем и механизмов дизеля приведенных в данном курсовом проекте установлено
Двигатель обеспечивает развитие необходимой мощности при различных скоростях движения трактора хорошую приемистость при трогании с места.
Двигатель обладает хорошей топливной экономичностью на всех режимах его работы.
Высокая удельная мощность и малые габаритные размеры
Двигатель обеспечивает надежность его пуска при низких температурах
Двигатель имеет перспективную конструкцию позволяющую производить ее дальнейшую модернизацию путем форсирования мощности двигателя и улучшения его показателей в соответствии с уровнем развития техники.
Б.Е.Железко В.М.Адамов И.К.Русецкий Г.Я.Якубенко Расчет и конструирование автомобильных и тракторных двигателей (Дипломное проектирование) Учебное пособие для вузов Мн. "Высшая школа" 1987 г.
А.И.Колчин В.П.Демидов Расчет автомобильных и тракторных двигателей. Учебник для ВУЗов М. "Высшая школа 1980 г.
Г.Я.Якубенко Н.П.Цаюн Методическое пособие по курсу "Термодинамика и транспортные двигатели" для студентов заочной формы обучения Минск. 1998 г.