Проектирование двигателя внутреннего сгорания. Д-120

Графики лист 1 v5.dwg

Графики удельных сил Р
Графики теплового и
динамического расчетов
Индикаторная диаграмма цикла двигателя
Суммарный крутящий момент

Спецификация к поперечному разрезу двигателя v5.dwg

Спецификация к поперечному
Впускной трубопровод
Глушитель с выпускным

¦2 Продольный разрез Д-120 v5.cdw

Спецификация к поперечному разрезу двигателя v5.spw

Спецификация к поперечному
Впускной трубопровод
Глушитель с выпускным

Графики лист 1 v5.cdw

Графики удельных сил Р
Графики теплового и
динамического расчетов
Индикаторная диаграмма цикла двигателя
Суммарный крутящий момент

Спецификация к продольному разрезу двигателя v5.spw

¦1 Поперечный разрез Д-120 v5.cdw

Спецификация к продольному разрезу двигателя _ ВлГУ 190600.08.04.00 ПЗ.spw

Графики лист 1.cdw

Графики удельных сил Р
Графики теплового и
динамического расчетов
Индикаторная диаграмма цикла двигателя
Суммарный крутящий момент

Пояснительная записка.docx

Расчет цикла поршневого двигателя2
1.Обоснование выбора исходных данных2
2.Анализ вычисленных параметров4
3.Схема фаз газообмена в проектируемом двигателе7
Динамический расчет9
1.Уравновешивание двигателя9
2.Силы и моменты действующие в КШМ12
Описание двигателя и его систем15
1.Описание конструкции двигателя15
2.Система смазки двигателя22
3.Система охлаждения двигателя25
4.Система питания (впрыска топлива) двигателя27
Задание: спроектировать четырехтактный двигатель с воздушным охлаждением мощностью 23 кВт при n=2100 обмин за прототип принять двигатель Д-120.
Расчет цикла поршневого двигателя
1. Обоснование выбора исходных данных
Параметры окружающей среды принимаем в соответствии с ГОСТами:
- давление окружающей среды P0=01 МПа (750 мм рт. ст.);
- температура Т0=298 (t0=25 °C).
Выбираем для двигателя топливо:
Топливо дизельное летнее Л-40.
Степень сжатия – отношение полного объёма цилиндра Vа = (Vh + Vc) к объёму камеры сгорания Vс. Этот параметр оказывает существенное влияние на индикаторные и эффективные показатели двигателя заметно увеличивая теплоиспользование индикаторный КПД и среднее индикаторное давление. Для дизельных ДВС степень сжатия составляет =165 22. Нижний предел имеет определяющее значение в двигателях с воспламенением от сжатия где обеспечивает температуру рабочего тела в цилиндре достаточную для воспламенения впрыснутого топлива в конце такта сжатия.
Для дизеля без наддува с неразделенной камерой сгорания и объемным смесеобразованием с учетом обеспечения требуемых пусковых качеств принимаем =165.
Коэффициент избытка воздуха – отношение действительного количества воздуха поступившего в цилиндр к количеству воздуха необходимого для полного сгорания 1 кг топлива.
На проектируемом дизеле предусматриваем объемно-пленочное смесеобразование в неразделенной камере сгорания. С учетом этого принимаем α=16.
Механический КПД – оценивает механические потери в двигателе. Принимаем м = 0758.
Подогрев свежего заряда при наполнении цилиндра зависит от скорости вращения коленчатого вала с уменьшением скорости вращение увеличивается приращением температуры и от испарения топлива в процессе смесеобразовании температура свежего заряда уменьшается.
Учитывая относительно низкую скорость вращения коленчатого вала и то что трубопроводы на дизеле предполагается устанавливать с одной стороны то принимаем ΔT = 15 ºC.
Температура остаточных газов Tr у дизельных двигателей без наддува лежит в пределах [600 900 К]. Принимаем Tr=700 К.
Коэффициент сопротивления впускной системы вп зависит от сопротивления впускного клапана от наличия изгибов изменений площади поперечного сечения и шероховатости поверхности впускного трубопровода.
Учитывая наличие тангенциального канала для создания вихрекамерного движения заряда в цилиндре принимаем вп=085.
Коэффициент сопротивления выпускной системы учитывает потери при выпуске отработавших газов. На рассчитываемом двигателе предусматривается установка глушителя. Учитывая заданную частоту вращения коленчатого вала принимаем вып =11.
Коэффициент дозарядки показывает изменение количества рабочего тела при запаздывании закрытия впускного клапана. Он равен отношению количества свежего заряда находившегося в цилиндре в момент закрытия впускного клапана к тому его количеству которое находится в цилиндре в момент прохождения поршнем НМТ в конце такта впуска. Принимаем доз=103.
Коэффициент полноты индикаторной диаграммы учитывает уменьшение теоретического среднего индикаторного давления из-за отличия действительного процесса от расчетного. А именно:
- скругление диаграммы в точке "C" из-за воспламенения смеси до ВМТ;
- в точке "Z" из-за разницы конечных скоростей сгорания Pz = 085
- в точке "B" из-за открытия выпускного клапана до того момента когда поршень будет в НМТ.
φд = [094 097]. Принимаем φд = 096.
Коэффициент использования теплоты в точке "Z" Z показывает долю низшей теплоты сгорания топлива затраченную на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение работы. У дизелей с неразделенной камерой сгорания Z = [065 082]. Принимаем Z =068.
Коэффициент использования теплоты в точке "B" B=09 – часть теплоты идущей на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение работы выделяется в процессе догорания. Для бензиновых двигателей B = [082 092]. Коэффициент использования теплоты в точке "B" имеет значение выше чем Z вследствие догорания топлива в такте расширения.
2. Анализ вычисленных параметров
Коэффициент остаточных газов определяет качество очистки цилиндра от продуктов сгорания характеризуется отношением количества молей остаточных газов Мr к количеству молей свежего заряда М поступившего в цилиндр на такте впуска:
По результатам теплового расчета получено γост =0037.
Коэффициент наполнения – отношение количества свежего заряда поступившего в цилиндр двигателя к тому его количеству которое могло бы поступить в цилиндр при давлении и температуре заряда перед впускными органами. Для дизелей с наддувом v=[08 094]. В расчете получено значение v =0818.
Давление начала сжатия – основной фактор определяющий количество заряда поступившего в цилиндр. Величина Pa характеризует потери возникающие в процессе впуска в результате подогрева заряда и гидравлического сопротивления впускного тракта. По результатам теплового расчета Pa=0085 МПа.
Температура в начале сжатия Ta = 3275 К. Эта температура зависит от температуры окружающей среды величины температуры подогрева заряда ΔT; коэффициента остаточных газов γост и от температуры остаточных газов Tr.
Параметры конца сжатия – давление и температура заряда в конце сжатия pс=39561 МПа; Тс=9303 К. Показатель политропы сжатия n1=137. Для дизельных двигателей без наддува n1=[135 139]; pс=[35 60 МПа]; Тс=[800 1000 K].
Максимальная температура цикла дизельных двигателей с неразделенной камерой сгорания лежит в пределах 1750 2300 К. По результатам теплового расчета Tz = 19828 К.
Показатели процесса расширения: Pb=03243 МПа; Тb=12353 К; n2=1173.
Для дизельных двигателей Pb=020 060 МПа; Тb=1000 1300; n2=115 130. Величины Тb и Pb свидетельствуют о доле энергии теряемой с выпускными газами n2 - характеризует степень теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра в процессе расширения.
Основные размеры двигателя по результатам теплового расчета получены следующие: диаметр цилиндра D=1069 мм ход поршня S=1222 мм.
Анализ индикаторных показателей:
Среднее индикаторное давление – условное постоянное избыточное давление при котором работа газов за один ход поршня равна индикаторной работе за цикл. Среднее индикаторное давление представляет собой индикаторную работу за цикл приходящуюся на единицу рабочего объема. Для дизельных двигателей без наддува P
Индикаторная мощность – мощность развиваемая газами в цилиндрах за исключением мощности затраченной на газообмен или это есть работа газов в цилиндрах двигателя за 1с из расчета Ni=304 кВт.
Индикаторный КПД – отношение теплоты преобразованной в индикаторную работу ко всей теплоте подведенной в двигатель с топливом:
i = для дизельных двигателей без наддува i =[038 050]. Индикаторный КПД характеризует экономичность действительного рабочего цикла и показывает какая часть подведенной теплоты за цикл используется на совершение работы. По результатам тепловых расчетов i=0451.
Удельный индикаторный расход топлива – отношение массы топлива израсходованного двигателем за 1 час работы на постоянном режиме и индикаторной мощности. По результатам расчетов gi=1879 г(кВт·ч).
Анализ эффективных показателей:
Среднее эффективное давление – часть среднего индикаторного давления соответствующая работе затраченной на привод потребителей мощности двигателя. Для дизельных двигателей без наддува pe=[06 08 МПа]. По результатам расчетов pe=05997 МПа.
Эффективная мощность – мощность отдаваемая двигателем потребителю. Из расчета Nе ном=23 кВт.
Эффективный крутящий момент на режиме максимального крутящего момента =10464 Н·м.
Удельный эффективный расход топлива – количество топлива в граммах израсходованного двигателем при определенном значении эффективной мощности за один час работы. Для дизельных двигателей без наддува gе=[210 280] г(кВт·ч). По результатам расчетов gе=2479 г(кВт·ч).
Эффективный КПД – отношение теплоты эквивалентной эффективной работе ко всей теплоте подводящей в двигатель с топливом e=[030 040]. В расчете цикла получено e=0342.
Тепловые расчеты цикла двигателя выполнены на ПЭВМ по программе DIZDN.EXE созданной на кафедре ДВС ВлГУ. Результаты расчетов приведены в приложении 1.
3. Схема фаз газообмена в проектируемом двигателе
Фазы газораспределения выбраны такими чтобы при определенном скоростном режиме степени сжатия диаметре цилиндра и ходе поршня обеспечить получение заданной мощности при наименьшем расходе топлива и удовлетворительных пусковых качествах двигателя. При выборе фаз наиболее целесообразные моменты открытия и закрытия впускного и выпускного клапанов устанавливают из условия лучшего наполнения цилиндров свежим воздухом и более полной очистки их от продуктов сгорания.
Диаграмма фаз газораспределения приведена на рис. 1.
Рисунок 1 – Схема фаз газораспределения
Впускной клапан открывается в конце такта выпуска за α° до В. М. Т. поршня и закрывается в начале такта сжатия через ° после Н. М. Т. поршня т. е. находится в открытом положении в течение времени поворота коленчатого вала на угол 1°.
Выпускной клапан открывается в конце рабочего хода за γ° до н. м. т. поршня и закрывается в начале такта всасывания через ° после в. м. т. поршня т. е. открыт в течение времени поворота коленчатого вала на угол 1°.
Перекрытие клапанов т. е. время в течение которого открыты оба клапана равно сумме углов α+ по углу поворота коленчатого вала.
В зависимости от скоростного режима двигателей параметры фаз газораспределения даны в табл. 1.
Частота вращения обмин
В связи с тем что при изготовлении размеры деталей механизма газораспределения колеблются в пределах полей допусков фактические фазы могут несколько отличаться от расчетных.
Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс центробежные силы давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (гравитационные силы в динамическом расчете обычно не учитывают).
Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу силами трения и опорами двигателя.
В течение каждого рабочего цикла (720° для четырехтактных двигателей) силы действующие в кривошипно-шатунном механизме непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяются для ряда отдельных положений вала через каждые 3°.
1. Уравновешивание двигателя
При создании двухцилиндрового дизеля особое внимание было уделено его уравновешиванию. Введение в конструкцию двигателя специального механизма уравновешивания усложняет и удорожает его в производстве поэтому необходимо было создать наиболее простую и рациональную систему уравновешивания.
Известно что для двухцилиндрового двигателя возможно две схемы коленчатого вала: с расположение колен под углом 180° и 360°. В обоих случаях возможно применение системы уравновешивания типа «Ланчестер» с четырьмя дополнительными валиками.
В результате проведенного анализа для двухцилиндрового дизеля была выбрана схема коленчатого вала с расположением колен под углом 180° так как при этой схеме коленчатый вал более технологичен и свободным остается только момент сил инерции первого порядка а не силы что предпочтительнее.
В этом случае несколько уменьшается равномерность хода двигателя однако это в большой степени было компенсировано увеличением махового момента маховика.
В связи с тем что быстроходность тракторных дизелей сравнительно невысокая силы инерции второго порядка обычно не уравновешивают что было принято и для двухцилиндровых дизелей ВТЗ.
В результате было решено уравновесить только момент сил инерции первого порядка и центробежные силы вращающихся масс.
С этой целью была создана оригинальная система уравновешивания момента сил инерции первого порядка представленная на рис. 2.
Центробежные силы включающие как центробежную силу массы кривошипа коленчатого вала так и центробежную силу массы шатуна отнесенную к нижней головке полностью уравновешиваются противовесами расположенными на коленчатом вале и частично приливами (грузами) предусмотренными на переднем шкиве коленчатого вала и маховике создающими силы .
Такое уравновешивание было выбрано из конструктивных соображений в связи с тем что не представлялось возможным уравновесить силы только противовесами на коленчатом вале.
Центробежные силы уравновешиваются полностью.
Рисунок 2 – Система уравновешивания
двухцилиндрового двигателя
Механизм уравновешивания момента сил инерции первого порядка включает в себя только один дополнительный валик с грузами а роль второго валика выполняет сам коленчатый вал с приливами (грузами) на переднем шкиве и маховике.
Момент сил инерции первого порядка равен:
где — сила инерции первого порядка;
b — плечо момента равное расстоянию между осями цилиндров.
Часть приливов (грузов) на переднем шкиве и маховике создает центробежные силы равные по величине но направленные противоположно.
Эта пара сил создает момент равный половине момента сил инерции первого порядка что достигается соответствующим выбором масс приливов.
Имеющиеся на дополнительном валике грузы создают центробежные силы момент от которых в результате соответствующего выбора масс грузов также составляет половину момента сил первого порядка.
Дополнительный валик вращающийся от коленчатого вала с помощью шестеренчатой передачи имеет направление вращения в сторону обратную вращению коленчатого вала. Валик установлен таким образом что моменты и всегда действуют в одну сторону.
Горизонтальные составляющие сил и всегда равны по величине и противоположно направлены и таким образом всегда взаимно уравновешиваются.
Вертикальные составляющие и тоже равны но направлены в одну сторону поэтому их равнодействующая создает момент действующий в вертикальной плоскости и равный по величине моменту сил инерции первого порядка но противоположно ему направленный. Таким образом достигается уравновешивание момента сил инерции первого порядка применением системы только с одним дополнительным валиком.
2.Силы и моменты действующие в КШМ
– суммарная сила дейсвующая в кривошипно-шатунном механизме (рис. 3) определяется сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс: .
Суммарная сила как и силы и направлена по оси цилиндра к оси поршневого пальца. Воздействие от силы передаётся на стенки цилиндра перпендикулярно его оси и на шатун по направлению его оси.
Сила от давления газов где - давление газов на поршень;
=0008975м - площадь поршня.
Сила инерции поступательно движущихся деталей где - масса поршневой группы и верхней части шатуна; - угловая скорость вращения коленчатого вала; - угол поворота коленчатого вала.
Сила N – действует перпендикулярно оси цилиндра называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра.
Нормальная сила N считается положительной если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала направлен противоположно направлению вращения вала двигателя. Изменение знака нормальной силы сопровождается перекладкой поршня от одной стенки к другой.
Сила S действующая вдоль шатуна воздействует на него и далее передаётся кривошипу. Она считается положительной если сжимает шатун и отрицательной если его растягивает: .
От действия силы S на шатунную шейку возникают 2 составляющие силы: сила направленная по радиусу кривошипа и тангенциальная сила направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа .
Сила К считается положительной если она сжимает щёки колена. Сила Т принимается положительной если создаваемый ею момент имеет направление совпадающее с направлением вращения коленчатого вала.
Крутящий момент одного цилиндра .
Рисунок 3 – Схема сил действующая на
кривошипно-шатунном механизме
Для построения кривой суммарного крутящего момента двухцилиндрового двигателя производят графическое суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра сдвигая одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками.
Равномерность крутящего момента определяется по формуле
Эффективный крутящий момент двигателя .
Описание двигателя и его систем
1. Описание конструкции двигателя
Все модели двигателей ВТЗ спроектированы с вертикальным рядным расположением цилиндров что позволяет использовать унифицированные цилиндропоршневые секции.
Поэтому у всех двигателей цилиндры поршни поршневые пальцы и кольца шатуны головки цилиндров и установленные на них детали клапанного механизма а также детали крепления секций к блок-картерам унифицированы. Кроме того унифицированы шестерни газораспределения вкладыши шатунных и коренных подшипников маслоотражатели ряд деталей систем и механизмов.
У всех двигателей на верхних плоскостях блок-картеров размещены оребренные цилиндры закрепленные вместе с алюминиевыми головками анкерными шпильками ввернутыми в блок. Для уплотнения между блок-картерами и каждым цилиндром установлена медная прокладка.
На головках установлены детали клапанно-распределительного механизма закрытые алюминиевыми крышками закрепленными на головке с помощью шпилек. Уплотнение достигается установкой специальной прокладки.
Механизм газораспределения верхнеклапанный. Каждый из клапанов перемещается в чугунных направляющих втулках запрессованных в алюминиевую головку цилиндра.
Распределительные валы топливные насосы высокого давления и другие агрегаты приводятся в движение от косозубой цилиндрической шестерни коленчатого вала через соответствующие шестерни.
Для установки поршня первого цилиндра в верхней мертвой точке (в. м. т.) при выполнении регулировок и установки момента подачи топлива насосом на шкивах привода вентиляторов или маховиках выполнены соответствующие метки.
Системы охлаждения состоят из осевых вентиляторов дефлекторов и поверхностей оребрения цилиндров и головок цилиндров. При необходимости двигатели могут быть оборудованы автоматическим регулированием теплового состояния. Система регулирования состоит из гидродинамической муфты переменного наполнения устанавливаемой в вентилятор и терморегулятора гидромуфты.
Терморегуляторы монтируют в головке одного из цилиндров и в зависимости от ее теплового состояния автоматически регулируют количество масла поступающего в гидромуфту тем самым поддерживая оптимальную частоту вращения рабочего колеса вентилятора.
Легкосъемные кожухи вентилятора и направляющие дефлекторы отштампованы из листовой стали.
Системы смазки двигателей комбинированные. Коренные и шатунные подшипники коленчатых валов втулки коромысел клапанов шейки распределительных валов и втулки шестерен привода топливных насосов смазываются под давлением. Все остальные детали смазываются маслом вытекающим из зазоров и разбрызгиваемым движущимися деталями.
Для привода тормозов прицепа накачки шин и для других целей по требованию заказчика двигатели комплектуют одноцилиндровыми поршневыми компрессорами воздушного охлаждения устанавливаемыми между топливными насосами и передними листами.
Установка двух- и трехцилиндровых двигателей на агрегатах может быть осуществлена консольно жестким креплением картера маховика а четырех- и шестицилиндровых — дополнительно с креплением спереди через качающуюся опору или специальные кронштейны закрепленные на левой и правой сторонах блок-картеров.
Двухцилиндровые двигатели предназначены для установки на тракторы и самоходные шасси класса 06. Необходимость создания одного двигателя как для шасси так и для трактора привела к поиску новых компоновочных решений. Так например размещать масляные и топливные фильтры при установке двигателя на тракторе желательно сбоку а на самоходных шасси – спереди. То же относится и к размещению маслозаливной горловины масломерной линейки счетчика моточасов и других агрегатов и узлов.
Рисунок 4 – Продольный разрез трехцилиндрового двигателя Д-120:
– масляный насос; 2 – шатун; 3 – поршень; 4 – вентилятор; 5 – головка цилиндра;
– клапан; 7 – картер; 8 – маховик; 9 – коленчатый вал
Поэтому основные агрегаты и узлы нуждающиеся в периодическом обслуживании были размещены в основном в передней части двигателя. Все агрегаты узлы и механизмы размещены непосредственно на блок-картере передней крышке и картере двигателя.
С левой стороны двигателя находятся топливная аппаратура впускной и выпускной трубопроводы средний дефлектор системы охлаждения свеча подогрева. На передней части расположены маслозаливная горловина осевой вентилятор направляющий аппарат которого закреплен на передней крышке ленточным хомутом генератор счетчик моточасов реактивная масляная центрифуга фильтры грубой и тонкой очистки топлива щуп-масломер шкив клиноременного привода вентилятора и генератора. С правой стороны размещены механизм привода декомпрессора стартер форсунки и кожух вентилятора на задней стороне двигателя непосредственно к блок-картеру прикреплен кожух маховика а на конце коленчатого вала — маховик 8 (рис. 4).
Снизу к блок-картеру и передней крышке через пробковую прокладку прикреплен болтами масляный поддон в котором размещен маслоприемник с сетчатым фильтром.
Для увеличения жесткости блок-картера и размещения механизма уравновешивания его нижняя плоскость опущена на 126 мм ниже оси постелей под коренные подшипники коленчатого вала.
Подшипниками валика механизма уравновешивания служат бронзовые втулки имеющие канавки по наружной поверхности и отверстия для подвода смазки к шейкам валика.
На передней стенке расположены два штифта для фиксации переднего листа и крышки распределительных шестерен. На этой же стенке размещены отверстия для пальцев паразитных шестерен газораспределения и механизма уравновешивания а также для передних втулок валика механизма уравновешивания и распределительного вала.
Как втулка так и пальцы смазываются от передней опоры коленчатого вала через каналы высверленные в передней стенке.
На задней стенке блок-картера есть отверстия под задние втулки распределительного вала и валика механизма уравновешивания которые смазываются от задней опоры коленчатого вала через каналы высверленные в задней стенке. Здесь также предусмотрено два штифта фиксирующих положение картера маховика относительно блок-картера. В верхней части блок-картера выполнено отверстие от которого по трубке масло подводится к головкам цилиндров.
К нижней части блок-картера крепится масляный картер.
Шкив привода вентилятора и генератора (передний) имеет одну канавку для клиноременной передачи.
Маховик по посадочным размерам на коленчатый вал и по венцу унифицирован с маховиком четырехцилиндрового двигателя и отличается посадочными местами под муфту сцепления а также большим маховым моментом.
Двигатель имеет механизм уравновешивания. Дополнительный валик с грузами приводится во вращение промежуточной шестерней газораспределения.
Рисунок 5 – Механизм уравновешивания двигателя:
– передний груз; 2 – ведомая шестерня механизма; 3 – валик механизма; 4 – задний груз; 5 – маховик
Порядок работы цилиндров 1 – 2 – 0– 0.
Системы газораспределения обеспечивают наполнение цилиндров воздухом и удаление из них продуктов сгорания.
Для всех двигателей ВТЗ механизм газораспределения выполнен по единой схеме из унифицированных (кроме распределительного вала) деталей (рис. 6).
Рисунок 6 – Конструктивная схема газораспределения (а) фазы газораспределения (б) схема сил действующая в механизме (в):
– блок-картер; 2 – распределительный вал; 3 – толкатель; 4 – валик декомпрессионного механизма; 5 – втулка толкателя; 6 – уплотнительное кольцо; 7 – штанга толкателя;
– кожух штанги; 9 – регулировочный винт; 10 – крышка клапанов; 11 – коромысло;
– тарелка клапана; 13 – сухарь; 14 – пружина клапана; 15 – клапан; 16 – головка цилиндра; 17 – втулка клапана; 18 – седло клапана; 19 – цилиндр; 20 – поршень;
– шатун; 22 – промежуточная шестерня; 23 – шестерня привода топливного насоса;
– шестерня привода валика уравновешивающего механизма; 25 – промежуточная шестерня валика уравновешивающего механизма; 26 – ведущая шестерня;
– шестерня привода распределительного вала
Механизм состоит из распределительного вала 2 толкателей 3 штанг 7 регулировочных винтов 9 коромысел 11 клапанных пружин 14 клапанов 15 деталей крепления а также шестерен 26 22 23 и 27 обеспечивающих передачу вращательного движения от коленчатого вала к распределительному валу и топливному насосу. Кроме этого шестерни приводят во вращение масляный насос механизм уравновешивания.
Работа механизма распределения осуществляется следующим образом: шестерня 26 коленчатого вала через промежуточную шестерню 22 передает вращение шестерням распределительного вала 27 и топливного насоса 23.
Распределительный вал 2 при вращении своими кулачками поднимает вверх толкатели 3 и штанги 7 которые через коромысла 11 открывают впускные и выпускные клапаны. При дальнейшем вращении распределительного вала выступ кулачка отходит от толкателя и под воздействием пружины 14 клапан закрывается а коромысло штанга и толкатель возвращаются в исходное положение. Затем цикл вновь повторяется в соответствии с выбранными фазамигазораспределения.В механизме газораспределения действуют силы инерции движущихся элементов сила пружин а также силы давления газов на клапан.
Силы инерции изменяютсяповеличине и направлению в зависимости от угла поворота кулачка и определяются произведением массы деталей механизма на ее ускорение. Величина сил давления газов определяется разницей давления в цилиндре и канале в момент открытия клапана и зависит от нагрузки на двигатель.
Направление действия скоростей ускорений и сил инерции в отдельные из периодов показано на рис. 6 в.
Для определения сил инерции механизма газораспределения массы всех его подвижных элементов заменяют приведенной массой сосредоточенной на оси клапана (или толкателя) и движущейся вместе с ним. Подвижными элементами механизма являются клапан впускной (0135 кг) клапан выпускной (0115 кг) тарелка пружины клапана (00275 кг) сухарь разрезной клапана 00018 кг) пружина клапана (0078 кг) винт регулировочный коромысел клапана (0033 кг) ганка винта регулировочного (0006 кг) штанга толкателя в сборе (0075 кг) толкатель клапана (0100 кг).
При расчете сил учитывают массу впускного клапана поскольку она больше.
Приведенная масса деталей на оси клапана равна 00388 кгс2м и на оси толкателя 00305 кгс2м.
2. Система смазки двигателя
Система смазки дизеля – комбинированная. Наиболее нагруженные трущиеся поверхности деталей смазываются под давлением остальные – разбрызгиванием. Схема системы смазки показана на рисунке 7.
Рисунок 7 – Схема системы смазки двухцилиндрового двигателя:
– радиатор масляный; 2 – валик уравновешивающего механизма; 3 – вал распределительный; 4 – стойка коромысел; 5 – приемник указателя давления масла (манометр); 6 – приемник указателя температуры масла; 7 – шестерня распределения;
– фильтр масляный; 9 – клапан перепускной; 10 – жиклер; 11 – переключатель «Зима-Лето»; 12 – клапан редукционный; 13 – насос масляный;
– приемник масла; 15 – датчик масляный
Масляный насос 13 шестеренного типа крепится к переднему листу дизеля. Вращение на ведомую шестерню привода масляного насоса передается от ведущей шестерни установленной на коленчатом валу дизеля.
Редукционный клапан (см. рис. 8) регулирует и поддерживает постоянное давление в системе смазки. Он установлен на картере дизеля справа.
Рисунок 8 – Редукционный клапан:
– гайка; 2 – шайба; 3 – пробка регулировочная; 4 – пружина; 5 – шарик;
Он отрегулирован на давление от 043 до 047 МПа или от 47 до кгссм2. При давлении масла выше указанного шарик 5 сжимая пружину 4 отходит и открывает отверстие через которое часть масла сливается в масляный картер.
Для очистки масла на дизеле установлен масляный фильтр со сменным фильтром очистки масла.
Масло от насоса под давлением подается в полость корпуса фильтра и далее в фильтр очистки масла. Пройдя через фильтр очистки очищенное масло поступает в систему смазки дизеля.
При засорении фильтра очистки масла или при холодном масле в полости фильтра создается избыточное давление. При давлении выше 015 МПа или 15 кгссм2 открывается перепускной клапан и неочищенное масло поступает в систему смазки дизеля.
Масляный радиатор установлен на кронштейне под кожухом вентилятора. Через соединительный фланец к нему от фильтра подводится и отводится масло. Включается и выключается масляный радиатор переключателем "Зима-Лето" на масляном фильтре. При работе дизеля с включенным в систему радиатором наружный выступ переключателя 11 "Зима-Лето" расположен вертикально при работе дизеля с отключенным радиатором наружный выступ переключателя расположен горизонтально.
Работа системы смазки состоит в том что масляный насос 13 (см. рис. 7) приемником забирает масло из масляного картера и через редукционный клапан 12 нагнетает в масляный фильтр 8 и параллельно в масляный радиатор. Из фильтра очищенное масло поступает в масляную магистраль расположенную в картере дизеля.
По каналам в коленчатом валу и перегородках картера масло под давлением поступает для смазки сопряжений: шейки коленчатого распределительного и уравновешивающих валов – подшипники пальцы – втулки шестерен. Дня смазки клапанного механизма масло поступает по трубке от каналов картера.
Для охлаждения днищ поршней и цилиндров смазки сопряжений поршневые пальцы – втулки шатунов бобышки поршней масло поступает через жиклеры 6 (см. рис. 7). Самотеком смазываются сопряжения стержни клапанов – втулки. Все остальные детали смазываются разбрызгиванием и масляным туманом.
Давление масла в масляной магистрали контролируется приемником 5.
Нормальное давление масла при прогретом дизеле и номинальной частоте вращения коленчатого вала должно быть от 015 до 035 МПа или от 15 до 35 кгссм2. При давлении масла ниже 015 МПа или 15 кгссм2 остановите дизель для выявления и устранения причин вызвавших пониженное давление масла.
Для обеспечения нормальной работы дизеля нельзя допускать чтобы уровень масла в масляном картере был ниже нижней или выше верхней меток на щупе. Давление масла в системе смазки должно быть в выше указанных пределах при номинальной частоте вращения коленчатого вала и температуре масла от плюс 40 °С до плюс 120 °С для дизелей.
Для данного дизеля характерно применение масел М8Г2 и М10Г2. Масло заливается в картер через воронку с частой сеткой.
3. Система охлаждения двигателя
Система охлаждения дизеля воздушная отводит тепло от цилиндров и головок. Она состоит из вентилятора направляющего кожуха дефлекторов ремней привода вентилятора. Поверхности цилиндров и головок оребренные что значительно увеличивает их поверхность охлаждения и улучшает отвод тепла.
Типичное для двигателей ВТЗ расположение узлов и деталей системы охлаждения показано на рисунке 9.
Вентилятор крепится хомутом к верхней части крышки распределительных шестерен. Устройство вентилятора показано на рисунке 10.
В случае выхода из строя одного из ремней привода вентилятора необходимо установить два новых ремня.
Тепловой режим регулируется диском устанавливаемым под защитную сетку вентилятора а также включением и отключением масляного радиатора переключателем расположенным на масляном фильтре.
Рисунок 9 – Система охлаждения:
– цилиндр; 2 – передний дефлектор; 3 – средний дефлектор; 4 – задний дефлектор; 5 – вентилятор; 6 – кожух вентилятора; 7 – шкив привода вентилятора; 8 – хомут крепления вентилятора; 9 – масляный радиатор
При установившейся температуре ниже плюс 5°С необходимо отключить масляный радиатор и установить под защитную сетку вентилятора диск. В этом случае а также при загрузке дизеля не менее 40% от эксплуатационной мощности обеспечивается температура масла в системе смазки дизеля не ниже плюс 40°С (при температуре окружающей среды минус 20°С).
При установившейся температуре плюс 5°С и выше необходимо включить масляный радиатор и снять диск вентилятора.
Возможны и другие способы регулирования теплового режима дизеля.
Рисунок 10 – Вентилятор:
– ремни привода вентилятора; 2 – шкив ведомый; 3 – гайка; 4 – гайка-барашек; 5 – сетка защитная; 6 – аппарат направляющий; 7 – ротор (рабочее колесо); 8 – пылеотражатель;
– болт стяжной; 10 – вал вентилятора; 11 – втулка упорная задняя;
– подшипник; 13 – кольцо
4. Система питания (впрыска топлива) двигателя
Система питания (см. рис. 11) подает в цилиндры дизеля очищенное топливо и воздух для образования из них смеси в пропорциях обеспечивающих наилучший процесс сгорания.
В систему питания входят воздухоочиститель впускной трубопровод топливный бак (устанавливается на тракторе машине) фильтры грубой и тонкой очистки топлива топливный насос топливопроводы высокого и низкого давления форсунки.
Рисунок 11 – Система питания двигателя:
– фильтр грубой очистки топлива; 2 – фильтр топливной тонкой очистки; 3 – трубка отвода воздуха; 4 – форсунки; 5 – насос топливный; 6 – трубка перепускная; 7 – насос топливоподкачивающий; I – слив топлива в бак; II – забор топлива из бака
Бак заливают топливом через заливную горловину с сеткой. Затем с помощью подкачивающего насоса 5 топливо подается к фильтру грубой очистки 1 где оно очищается от крупных частиц и нагнетается к фильтру 2 тонкой очистки после которого попадает в головку топливного насоса высокого давления. Топливо просачивающееся по зазорам между иглой распылителя и его корпусом сливается из форсунок 4 по трубке в топливный бак.
Удаление воздуха попавшего в систему производится автоматически через штуцер и трубку которая соединяет фильтр тонкой очистки с топливным баком.
В системе низкого давления при применении насоса низкого давления возникают колебания давления топлива которые в некоторых случаях могут привести к нарушению процесса наполнения надплунжерного пространства и увеличить неравномерность подачи топлива отдельными форсунками. Для исключения этого явления в системе низкого давления установлен демпфер гасящий возникающие в ней колебания. Топливо просочившееся из отсечной полости топливного насоса через демпфер вмонтированный в штуцер сливается по трубке во всасывающую полость подкачивающей помпы.
В системах топливоподачи различных моделей дизелей применяют топливные насосы различных модификаций кроме того фильтры грубой и тонкой очистки топлива обладают различной пропускной способностью.
В ходе выполнения курсового проекта был проведен расчет тракторного двигателя по прототипу двигателя владимирского тракторного завода Д-120 мощностью 23 кВт при n=2100 мин-1. Было детально изучено строение КШМ этого двигателя рассчитаны все действующие силы набегающие моменты на шатунные и коренные шейки коленчатого вала. Были построены соответствующие графики приведенные на плакате.

№2 Продольный разрез Д-120.cdw

Спецификация к поперечному разрезу двигателя _ ВлГУ 190600.08.04.00 ПЗ.spw

Спецификация к поперечному
Впускной трубопровод
Глушитель с выпускным

№1 Поперечный разрез Д-120.cdw