Проектування систем двигунів внутрішнього згоряння

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Міністерство освіти Республіки Білорусь
Білоруська державна політехнічна академія
Автотракторний факультет
Кафедра "Двигуни внутрішнього згоряння"
гр. 301316 / 139

Тракторний дизель

Пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни "Проектування систем двигунів внутрішнього згоряння"
Виконавець Раскоша Д.А.
Керівник Русецький І.К.
Мінськ 2002


ЗМІСТ

1. Введення
2. Розрахунок робочого циклу двигуна
3. Розрахунок динаміки двигуна
4. Розрахунок деталей кривошипно-шатунного механізму
5. Розрахунок деталей газорозподільного механізму
6. Розрахунок системи живлення
7. Розрахунок системи змащування
8. Розрахунок системи охолодження
9. Розрахунок системи пуску
10. Висновок
11. Література

1. ВСТУП
Двигуни внутрішнього згоряння (ДВЗ) широко застосовуються в усіх галузях народного господарства і є практично єдиним джерелом енергії в автомобілях.
Перший поршневий ДВС був створений французьким інженером Ленуар. Цей двигун працював за двотактному циклу, мав золотниковое газорозподіл, стороннє джерело запалювання і споживав в якості палива світильний газ.
Двигун Ленуару був вкрай недосконалу паливну установку, неконкурентоспроможну навіть з паровими машинами того часу.
У 1870 р. німецьким механіком Н. Отто був створений чотиритактний газовий двигун, що працював за запропонованим французьким інженером Бо де Рошем циклом зі згорянням палива при постійному обсязі. Цей двигун і став прообразом сучасних карбюраторних двигун.
Бензиновий двигун транспортного типу вперше в практиці світового двигунобудування був запропонований російським інженером І.С. Костовича. У двигуні було використано електричне запалювання.
У 90-х роках XIX століття почався розвиток дизелів. Німецьким інженером Р. Дизелем був розроблений робочий цикл двигуна, а в 1897 р. Р. Дизель побудував перший зразок працездатного стаціонарного компресорного двигуна. Але він не отримав широкого поширення через конструктивного недосконалості. Внісши низку змін в конструкцію двигуна Р. Дизеля, російські інженери створили зразки двигунів, які отримали визнання в Росії і за кордоном.
Перші зразки безкомпрессорних дизелів були розроблені російським інженером Г. В. Тринклера й побудовані в Росії. Особливу увагу привертала конструкція безкомпресорним дизеля для трактора, розроблена російським винахідником Я. В. Маміним.
Подальший розвиток двигунобудування супроводжується безперервним інтенсивним поліпшенням їх техніко-економічних показників, збільшенням моторесурсу і зниженням їх металоємності.

2. ТЕПЛОВОЇ РОЗРАХУНОК ДВИГУНА
2.1. Визначення параметрів кінця впуску
Тиск газів в циліндрі:

де Р 0 - тиск навколишнього середовища, МПа
Р 0 = 0,1 МПа [2, стор 96];
- Дійсний ступінь стиснення
= 16 [за завданням];
- Коефіцієнт наповнення
= 0,85 [1, стор 8];
Т 0 - температура навколишнього середовища, К
Т 0 = 293 К [2, стор 96];
Δ t - величина підігріву свіжого заряду, К
Δ t = 20 К [2, стор 97];
Р r - Тиск залишкових газів, МПа
Р r = 1,05 Р 0 [2, стор 43]
Р r = 1,05 · 0,1 = 0,105 МПа.

Коефіцієнт залишкових газів:

де - Температура залишкових газів, К
= 750 К [1, стор 7]

Температура газів в циліндрі:


2.2. Визначення параметрів кінця стиснення
Тиск газів в циліндрі:

де n 1 - показник політропи стиснення
n 1 = 1,37 [1, стор 9].

Температура газів в циліндрі:


2.3. Визначення параметрів кінця згоряння
Теоретично необхідну кількість повітря для згоряння палива:

де g c, g н, g 0 - елементарний склад палива в частках кг, відповідно вуглецю, водню і кисню.
g c = 0,86; g н = 0,13; g 0 = 0,01 [1, стор 7]

Кількість свіжого заряду в циліндрі двигуна (на 1 кг палива):

де - Коефіцієнт надлишку повітря
= 1,55 [за завданням]

Кількість продуктів згоряння:


Хімічний коефіцієнт молекулярного зміни:

.
Дійсний коефіцієнт молекулярного зміни:

.
Середня мольна теплоємність свіжого заряду:


Середня мольна теплоємність продуктів згоряння:

.
Температура наприкінці згоряння:

де - Коефіцієнт використання теплоти
= 0,75 [1, стор 10];
h u - нижча теплота згоряння палива
            h u = 42500 кДж / кг [1, стор 14];
λ - ступінь підвищення тиску
λ = 1,6 [1, стор 11].

З останнього рівняння визначаємо Т z:

Тиск в кінці згоряння:


Ступінь попереднього розширення:


Ступінь подальшого розширення:


2.4. Визначення параметрів кінця розширення
Тиск в кінці розширення:

де n 2 - показник політропи розширення
           n 2 = 1,25 [1, стор 10]

Температура в кінці розширення:


Перевірка раніше прийнятої температури залишкових газів:


Відносна похибка складає:

що допустимо.

2.5. Визначення параметрів, що характеризують цикл в цілому
Середнє індикаторне тиск теоретичної діаграми:


Дійсне середнє індикаторне тиск:

де φ - коефіцієнт повноти індикаторної діаграми
φ = 0,95 [1, стор 11]
P i = 0,95 · 0,912 = 0,866 МПа
Індикаторний ККД:

де l o - теоретична маса повітря, необхідна для згоряння 1 кг палива:

;
ρ k - Щільність заряду на впуску:

де R b - питома газова стала повітря
            R b = 287 Дж / ​​(кг град) [2, стор 45]


Питома індикаторний витрата палива:


2.6. Визначення параметрів, що характеризують двигун в цілому
Середнє ефективне тиск:

де η м - Механічний ККД
η м = 0,75 [1, стор 11]

Питома ефективна витрата палива:


Ефективний ККД:



2.7. Визначення основних розмірів двигуна
Робочий об'єм (літраж) двигуна:

де τ - тактность двигуна, τ = 4;
N e - ефективна потужність
           N e = 46 кВт [за завданням]
n - частота обертання колінчастого вала,
n = 1700 об / хв [за завданням]

Робочий об'єм одного циліндра:

де i - число циліндрів

Діаметр циліндра:

де S / D - відношення ходу поршня до діаметру циліндра
S / D = 1,1 [за завданням]

Приймаються D = 110 мм
Хід поршня:

Приймаються S = 125 мм
Дійсний літраж двигуна:


Потужність, що розвивається при прийнятих розмірах:


Літрова потужність:

.
Приймаємо: D = 110 мм; S = 125 мм
Дійсний літраж двигуна:

Потужність:

Літрова потужність:

Часовий витрата палива:

Середня швидкість поршня:

Часовий витрата палива:


Середня швидкість поршня:


2.8. Побудова індикаторної діаграми
Масштаби діаграми:
Масштаб ходу поршня М s = 1:1 (мм в мм)
Масштаб тисків М р = 0,04:1 (МПа в мм)
Наведені величини робочого об'єму циліндра та обсягу камери згоряння відповідно:
АВ = S / M s; AB = 125 / 1 = 125 мм;


Максимальна висота діаграми (точки Z 'і Z'') і положення точки Z''по осі абсцис:

Z 'Z''= OA · (ρ - 1)
Z 'Z''= 8,3 (1,5 - 1) = 4,15 мм
Ординати характерних точок:





Побудова політропи стиснення і розширення проводиться графічним методом:
а) для променя ОК приймаємо кут α = 15 º;
б) t g β 1 = (1 + t g α) n 1 - 1;
    t g β 2 = (1 + t g α) n 2 - 1;
    t g β 1 = (1 + t g 15) 1,25 - 1 = 0,345
β 1 = 19 º;
t g β 2 = (1 + t g 15) 1,37 - 1 = 0,384
β 2 = 21 º.
в) використовуючи промені ОМ і ОК будуємо політропи стиснення, починаючи з точки С;
г) використовуючи промені ОN і ОК будуємо політропи розширення, починаючи з точки Z''.
Округляє індикаторної діаграми виробляємо з урахуванням попереджання відкриття випускного клапана і кута випередження упорскування палива.
Для двигуна Д - 244
Кут випередження відкриття випускного клапана γ = 56 º
Кут випередження вприску палива θ = 17 º
Отримуємо точки b 'і d'.
Величина відрізка О 'O' 1:

де L - довжина шатуна
L = 230 мм [1, стор 31]

Положення точки С''визначається з виразу:



Точка Z лежить на лінії Z 'Z''орієнтовно поблизу точки Z''
Точка b''знаходиться на середині відстані ba.
Проводимо плавні криві d 'c''зміни лінії стиснення у зв'язку з випередженням уприскування і b' b''зміни лінії розширення у зв'язку з попереджанням відкриття випускного клапана.
Проводимо лінії впуску і випуску.
У результаті зазначених побудов отримуємо дійсну індикаторну діаграму ra 'ad' c''zb 'b''r.
Користуючись побудованої індикаторної діаграмою, враховуючи масштаб M p заповнюємо таблицю 1 (див. стор).

3. ДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК ДВИГУНА
3.1. Визначення величини безрозмірного параметра К.Ш.М.
Величина λ обчислюється за формулою:

де ι - довжина радіуса кривошипа
ι = 0,0625 м [1, стор 31]
L - довжина шатуна
L = 0,230 м [1, стор 31]

Приймаються λ = 1 / 3,6.
3.2. Обчислення і побудова графіка сили тиску газів на поршень
Величини сил тиску газів на поршень визначаємо графічним способом. Для цього використовуємо побудовану індикаторну діаграму, яка може служити графіком газової сили, якщо вісь абсцис змістити вгору на величину Р 0 і обчислити масштаб газової сили за формулою:
,
де М р - Масштаб тисків, прийнятих при побудові індикаторної діаграми.
М р = 0,04 МПа / мм;
F p - площа поперечного перерізу циліндра,
           F p = πD 2 / 4,


Залишається тільки побудувати цей графік з координати S в координату по α град. Перешикування індикаторної діаграми в розгорнуту за кутом повороту колінчастого валу здійснюємо за методом Брикса. Для цього під індикаторної діаграмою на горизонтальній ділянці АВ, рівному по довжині ходу поршня S, в масштабі M s описується півколо з центром у середині відрізка АВ (точка О '). Від центру О 'на горизонтальному діаметрі АВ у тому ж масштабі M s відкладається вправо відрізок О' O '1 (поправка Брикса), рівний по величині

Півколо розбивається на рівні частини через 30 º. Для визначення шляху, пройденого поршнем при повороті кривошипа на кут α, через точку О '1 проводиться під кутом α до горизонталі промінь до перетину нею з півколом. З цих точок проводять вертикальні лінії до перетину з лініями індикаторної діаграми і отримані величини тисків відкладають на вертикалі відповідних кутів α. Розгортку індикаторної діаграми починають з ВМТ в процесі ходу впускання. Далі з'єднують отримані точки плавною кривою (в координатах Р - α) і отримують розгорнуту індикаторну діаграму з масштабом M р, а якщо отримані ординати помножити на масштаб M рг, то маємо графік газових сил. Користуючись цим графіком, враховуючи масштаб M рг, заповнюється таблиця 1.
3.3. Визначення мас деталей поршневої і шатунной груп
Для обчислення сили інерції зворотно-поступально рухомих мас і відцентрової сили інерції обертається маси шатуна необхідно знати маси деталей поршневої (m п) та шатунной (m ш) груп.
Маса поршневої групи:

де m 'п - питома маса поршня,
Для поршня з алюмінієвого сплаву прийнято m 'п = 250 кг / м 2 [1, стор 35]

Маса шатуна:
,
де m - питома маса шатуна,
            m = 350 кг / м 2 [1, стор 35]

Маса шатуна, зосереджена на осі поршневого пальця:


Маса шатуна, зосередженого на осі шатунной шийки кривошипа:


Маса кривошипно-шатунного механізму, що здійснює зворотно-поступальний рух:


3.4. Обчислення сил інерції КШМ
Сила інерції зворотно-поступально рухомих мас КШМ обчислюється за формулою:

де ω - кутова швидкість, обчислюється:


для α = 30 º

Значення тригонометричного многочлена (cosα + λcos2α) вибирається з таблиці 2.4 [1, стор 36]
Результати розрахунку сили інерції для всіх значень α зведені в табл. 1. Використовуючи її будується графік сили інерції P j, в масштабі М рг.
3.5. Обчислення і побудова графіка сумарної сили, що діє вздовж осі циліндра
Сумарна сила Р Σ, діюча на поршневий палець в напрямі осі циліндра, обчислюється алгебраїчним складанням газової сили Р г і сили інерції зворотно-поступально рухомих мас Р j. При обчисленні величини сили Р Σ для різних значень кута користуються даними табл. 1.
Результати обчислень зведені в табл. 1 за допомогою якої будується графік сили Р Σ = f (α) на тій же координатній сітці і в тому ж масштабі М рг, що і графіки сил Р г і Р j.
3.6. Обчислення і побудова графіка сумарної тангенціальною сили
Сумарна тангенціальна сила Т Σ діюча на шатунную шийку кривошипа і створює на валу двигуна крутний момент, обчислюється за формулою:

Значення тригонометричного многочлена, що входить у формулу, для різних значень α вибираємо з таблиці 2.5 [1, стор 38]
Для α = 30 º

Значення сили Р Σ (з урахуванням знака) беруться з табл.1.
Результати обчислень сили Т Σ заносяться в табл. 1. За цими даними на новій координатній сітці будується графік сумарною тангенціальною сили
Т Σ = f (α).
Масштаби графіка Т Σ = f (α):
Масштаб сили М рг = 379,9 н / мм
Масштаб кута повороту кривошипа М α = 2,5 град / мм
3.7. Обчислення і побудова графіка сумарної нормальної сили
Сумарна нормальна сила До Σ, що діє на шатунную шийку кривошипа у напрямку його радіуса визначається за формулою:

Значення тригонометричного многочлена, що входить у розрахункову формулу, для різних значень α вибирається за таблицею 2.6 [1, стор 22]
Для α = 30 º

Результати обчислень сили До Σ заносяться в таблицю 1. За цими даними будується графік сумарною нормальної сили До Σ на тій же координатній сітці і в тому ж масштабі, що і графік сумарною тангенціальною сили Т Σ.
3.8. Побудова графіка крутного моменту двигуна. Визначення середнього ефективного моменту
Графік сумарною тангенціальною сили є одночасно і графіком індикаторного крутного моменту одного циліндра двигуна М кр = = f (α), але в масштабі:
;

Період зміни крутного моменту дизеля з рівними інтервалами між спалахами:

де і - кількість циліндрів (і = 4).
º.
Графік будується наступним чином:
Графік сили Т Σ ділиться по довжині на 4 частини, які переносяться в прямокутні координати М кр - α на кутовому інтервалі θ і виконують їх складання з урахуванням знаків ординат.
Масштаби графіка:
Масштаб моменту М м = 10 Нм / мм;
Масштаб кута повороту М α = 1 град / мм.
Щоб визначити величину середнього індикаторного крутного моменту двигуна ΣМ кр СР планеметрірованіем визначаємо величину площі F графіка ΣМ кр, ділимо на довжину графіка θ (в мм) і результат множимо на масштаб, тобто:

де F - площа, яка знаходиться під кривою М кр
F = 6000 мм 2;
L - довжина графіка,
L = 180 мм

Ефективний крутний момент двигуна:


Ефективний момент за даними теплового розрахунку:


Помилка розрахунку становить:

що припустимо [1, стор 45]
3.9. Побудова полярної діаграми сил, що діють на шатунную шийку
Результуюча сила R шш, навантажуються шатунную шийку кривошипа, визначається як геометрична сума сил Т Σ, К Σ і К ιш



Оскільки геометрична сума сил Т Σ і К Σ дорівнює силі S Σ, діє вздовж осі шатуна, то вираз для сили R шш можна записати у вигляді:

Оскільки сила До ιш при n = const постійна за величиною і завжди спрямована по радіусу кривошипа, побудова полярної діаграми сили R шш починають з побудови полярної діаграми сил S Σ. Воно зводиться до графічного додаванню векторів сил До Σ і Т Σ в прямокутних координатах До Σ - Т Σ. Причому за позитивний напрямок осі До Σ береться напрям вниз від початку координат, а осі Т Σ - вправо. Отримані точки з'єднуються плавної безперервної лінією.
Далі з точки "0" відладжується вниз по осі величина вектора сили До ιш і виходить, таким чином, новий полюс Про ш. Відносного цього полюса побудована крива являє собою полярну діаграму результуючих сил R шш, що діють на шатунную шийку, орієнтованого щодо нерухомого кривошипа, фіксованого в ВМТ.
При побудові полярної діаграми користуються масштабом:
М Т = 408 Н / мм

4. РОЗРАХУНОК деталей кривошипно-шатунного МЕХАНІЗМУ
4.1. Розрахунок деталей поршневої групи
Поршнева група двигуна включає поршень, поршневий палець, поршневі кільця і ​​деталі кріплення пальця (стопорні кільця, грибки).
4.1.1. Розрахунок поршня
Вихідні дані:
- Діаметр циліндра D = 110 мм;
- Максимальний тиск згорання Рz max = 6,57 МПа;
- Максимальна нормальна сила N max = 2881 Н;
- Маса поршневої групи m пг = 2,38 кг;
- Максимальна частота обертання холостого ходу n max = 1850 хв -1;
- Висота поршня Н = 125 мм;
- Висота спідниці поршня h ю = 72 мм;
- Радіальна товщина кільця t = 5,0 мм;
- Радіальний зазор кільця в канавці Δ t = 0,75 мм;
- Висота верхньої межкольцевой перемички h п = 5,05 мм;
- Число масляних каналів n м = 10;
- Діаметр масляних каналів d = 2,5 мм.
Матеріал поршня - алюмінієвий сплав,
;
Матеріал гільзи - чавун спеціальний,
.

Рис.4. Розрахункова схема поршня.

Визначаємо площу перерізу А - А.
;

де


Максимальна стискаюча сила:

Напруга стиснення:


Максимальна кутова швидкість холостого ходу:

Маса поршневий головки з кільцями, розташованими вище перерізу
А - А:

Максимальна розриває сила:

Визначаємо напругу розриву:


Визначаємо напругу у верхній межкольцевой перемичці.
Напруга зрізу:

Напруга вигину:

Сумарне (третя теорія міцності):


Визначаємо питомий тиск поршня на стінки циліндра:


Діаметри голівки і спідниці поршня в холодному стані:


де Δ г і Δ ю - відповідно теоретичні діаметральні зазори для верхнього та нижнього торців поршня.


Діаметральні зазори в гарячому стані:


де Т ц 380 º К (температура стінок циліндрів).
Т г - температура головки поршня.
Т г = 473 ... 723 º К 490 º К
Т ю - температура спідниці поршня.
Т ю 420 º К.
4.1.2. Розрахунок поршневого кільця
Кільця чавунні, СЧ20.
Визначаємо середній тиск кільця на стінку циліндра:

де Е = 1 · 10 травня МПа - модуль пружності матеріалу поршневого кільця (СЧ20);
Ж - розчин замку (різниця зазорів в замку кільця у вільному його стан і min допустимого).

σ пк - радіальна товщина кільця S пк = 4,5 мм

У max = 1,6 ... 1,8.
Тиск кільця на стінку циліндра в будь-якій точці:

Р φ - зводимо в таблицю.
Форма кільця у вільному стані, що забезпечує необхідний характер розподілу тиску:


де r м - середній радіус кільця.
Рис. 5. Епюра радіального Рис. 6. Форма поршневого кільця
Тиску по окружності циліндра. у вільному стані.




Результати розрахунку зводимо в таблицю.

Таблиця 4.
φ º
0
30
60
90
120
150
180
Р φ, МПа
0,197
0,192
0,154
0,092
0,097
0,192
0,254
Y
0
0,0049
0,0157
0,0189
-0,005
-0,0635
-0,1331
X
0,1008
0,1152
0,1492
0,1809
0,1889
0,1618
0,1014
ρ, мм
40,86
41,0682
41,556
41,993
42,037
41,514
40,5102
Максимальна напруга, що виникає при вигині кільця в робочому стані в його поперечному перерізі проти замку:

Допустимі напруги:

Максимальна напруга при розведенні замку в процесі надягання кільця на поршень:

де К = 1,57 - коефіцієнт, що залежить від способу докладання зусиль до кільця при надяганні його на поршень.


Монтажний зазор Δз в прямому замку холодного кільця:

де - Мінімально допустимий зазор в замку кільця під час роботи двигуна:

Прийнято
- Коефіцієнт лінійного розширення матеріалів кільця і ​​циліндра.
- Температура кільця;
- Температура гільзи;
- Початкова температура.

4.1.3. Розрахунок поршневого пальця
Матеріал - сталь 12 ХНЗА, HRC = 56 ... 62
Розміри пальця:
Зовнішній діаметр: d н = 40 мм;
Внутрішній діаметр: d в = 24 мм;
Довжина пальця: L п = 90 мм;
Довжина поршневий головки шатуна: L пг = 37 мм;
Відстань між торцями бобишек: L бп = 43 мм.
Сила інерції, що діє на поршневий палець:

Сила тиску газів, що діє на поршневий палець:

Розрахункова сила, що діє на поршневий палець:

де k = 0,72 - коефіцієнт залежить від маси пальця (0,68 ... 0,8).
Питомий тиск на втулку поршневий головки шатуна:


Питомий тиск на бабишкі поршня:

Допускається Р б = 15 ... 50 МПа.
Напруга в середньому перерізі пальця при його згині:

де γ = 0,6 = d b / d п = 24 / 40 = 0,6

Дотичні напруги в перетинах між бабишкамі і голівкою шатуна при зрізі:


Максимальна діаметральна деформація пальця при овалізаціі:

де К - поправочний коефіцієнт.

Е = 2,2 · 10 5 - модуль пружності матеріалу пальця (сталь).
Напруження від деформації пальця:
Точка 1.

Крапка 2.

Точка 3.

Точка 4.

На підставі отриманих значень напружень будуємо їх епюру.


Рис. 7. Епюра напружень при овалізаціі пальця: а) на внутрішній поверхні; б) на зовнішній.
Монтажний зазор між пальцем і бобишками поршня:

де а пп = 11 · 10 -6 1 / º С, а п = 22 · 10 -6 1 / º С.
Δ t пп = 105 º С, Δ t п = 125 º С
приймаємо рівною 0,04 мм

Для полегшення складання пальця з поршнем, останній слід прогрівати.
4.2. Розрахунок деталей шатунной групи
4.2.1. Розрахунок шатуна
Вихідні дані:
- Максимальний тиск згорання: Рz max = 6,57 МПа;
на режимі n = 1700 хв -1, при φ з = 370 º ПКВ.
- Маса поршневої групи: m пг = 2,544 кг;
- Маса шатунной групи: m ш = 2,7 кг;
- Максимальна частота обертання холостого ходу: n хх max = 1850 хв -1;
- Хід поршня: S = 125 мм;
- Довжина поршневий головки: L пг = 37 мм;
- Діаметр шатунной шийки: d шш = 68 мм;
- Довжина кривошип. головки: L кг = 40 мм;
- Висота двотаврового перерізу в центрі мас шатуна: h ш = 36 мм;
- Ширина двотаврового перерізу в центрі мас: b ш = 24 мм.
Шатун виготовлений з вуглецевої сталі 40Х.
Е ш = 2,2 · 10 Травня МПа;
Е в = 1,15 · 10 травня МПа;
а в = 18 · 10 -6 1 / º С;
а р = 11 · 10 -6 1 / º С.
Для сталі 40Х вибираємо:
Межа міцності σ в = 980 МПа;
Межа втоми:
- При вигині σ -1 = 350 МПа;
- При розтягуванні σ-1р = 300 МПа;
- Межа плинності σ т = 800 МПа;
Коефіцієнт приведення циклу:
- При вигині - а σ = 0,21;
- При розтягуванні а σ = 0,17.
Розрахунок поршневий голівки.

Поршнева головка під час процесів впуску і випуску піддається розтягування силами інерції Р J і стиснення силою Р Z - P J пгJ пг - сила інерції деталей поршневої групи).
Рис.8. Розрахункова схема шатуна.
1. Для випадку вигину:


2. Для випадку розтягу-стиску:


Максимальна напруга розтягу в перерізі І - І:

де
де m вг = 0,075, m ш = 0,075 · 2,7 = 0,203 кг.
δ ГШ = 7 мм.


Середнє значення і амплітуда напруги:


то запас міцності визначаємо за межею втоми:

де
(Тому що не є різких переходів)
До F = 0,72 - чистове розточування
До d = 0,8
Напруження в поршневий голівці від запресовування втулки визначаються при натяг посадки втулки, Δ = 0,05 мм:
- Температурному натяг:

де Δt = 110 º C - ступінь підігріву.
- Сумарному натяг:

Питомий тиск на поверхні зіткненні втулки з головкою:

де d г = 57 мм - зовнішній діаметр головки,
d = 43 мм - внутрішній діаметр головки,
d н = 40 мм - внутрішній діаметр втулки,
М = 0,3 - коефіцієнт Пуассона.
Напруження на зовнішній внутрішній поверхнях поршневий головки від дії сумарного натягу визначаємо за формулами Ламі:



Розрахунок поршневий головки на вигин:
Максимальна сила, що розтягує голівку:

Нормальна сила і згинальний момент в перерізі

де - Кут закладення.

де - Середній радіус голівки.
Значення нормальних сил і згинальних моментів для інших перерізів, розташованих під кутом φ 'визначаємо за наступними формулами:
Для φ 'від 0 до 90 º


Для φ 'від 90 º до φ 3
3 = 120 º - кут закладення)


Напруження в крайніх волокнах у зовнішній і внутрішній поверхнях за формулами:


де коефіцієнт b = Е г · F г / (Е г · F г + Е в · F в)
F р, F в - площа перерізу стінок головки і втулки.



Результати розрахунків зводимо в таблицю. Таблиця 5
φ, град
30
60
80
90
100
110
120
N J, Н
-6020,7
-6131,2
-6229,65
-6282,15
-6232
-6006,38
-5591,2
М J, мм
-0,468
2,294
4,753
6,061
4,98
-0,831
-11,21
σ а i, МПа
-22,34
-14,34
-7,206
-3,411
-6,532
-23,395
-53,49
σ Ji, МПа
-18,74
-29,72
-39,09
-44,202
-39,97
-17,82
21,68


Рис. 9. Епюра напружень у внутрішньому і зовнішньому волокнах поршневий головки шатуна при розтягуванні.


Рис. 10. Епюра напружень у внутрішньому і зовнішньому волокнах
поршневий головки шатуна при стисканні.

Сумарна сила, що стискає голівку:

Нормальна сила і згинальний момент в перерізі .


Значення нормальних сил і згинальних моментів для інших перерізів, розташованих під кутом φ до вертикальної площини






де
Напруження в крайніх волокнах біля зовнішньої і внутрішньої поверхонь:


Результати обчислень зводимо в таблицю.
Таблиця 6.
φ
30
60
80
90
100
110
120
N J, Н
165,2
95,34
19,55
0
2,635
218,13
846,43
M J, Нм
2,39
4,13
5,686
6,514
6,45
1,064
14,645
σ ai, МПа
7,82
12,88
17,39
19,79
19,6
398,45
-41,56
σ Ji, МПа
-8,18
-14,81
-20,47
-23,89
-23,65
-3,137
56,6
Розрахунок стержня шатуна.
Стрижень шатуна піддається розтягування силою інерції Р J поступально рухомих мас, розташованих вище розрахункового перерізу, і стиснення силою, що дорівнює різниці сил тиску газів і сили інерції. Стрижень шатуна розраховують на втому в перерізі В - В, яке умовно розташовується в центрі ваги шатуна.
Сила розтягування шатуна:

Сила, що стискає шатун:

де
Напруження стиску в розрахунковому перерізі з урахуванням поздовжнього вигину:

де F B - B = 470 мм 2 - площа перерізу В-В.
Напруження розтягу в перерізі В-В:

Середня напруга і амплітуда циклу:



значить, запас міцності визначаємо за межею втоми:

Значення коефіцієнтів:

(Обдування дробом).

Розрахунок кришки шатуна.
Сила, навантажуються кришку шатуна:

де т кр = 0,24 кг - маса кришки шатуна;
т шп = 0,7425 кг - маса шатуна, наведена до поршня;
т шк = 1,9575 ку - маса шатуна, приведена до кривошипа.
Моменти інерції вкладиша і кришки:


де
Момент опору розрахункового перерізу:

Напруження при вигині кришки і вкладиша:

де F г - сумарна площа кришки і вкладиша в розрахунковому перерізі:



Розрахунок шатунного болта.
Максимальна сила інерції, що розриває голівку і шатунні болти:

Номінальний діаметр болта:
d = 12 мм,
Крок різьби: t = 1 мм,
Кількість болтів i б = 2,
Матеріал болтів - сталь 40ХН,
σ в - межа міцності (1300 МПа),
σ т - межа плинності (1150 МПа),
σ-1р - межа втоми при розтягуванні-стисненні (380 МПа),
а σ - коефіцієнт приведення циклу при розтягуванні-стисненні (0,2)
Сила попереднього затягування болта:

Сумарна сила, що розтягує болт:

де - Коефіцієнт основного навантаження різьбового з'єднання.
Максимальні та мінімальні напруги в перетині болта:


де F ср - площа небезпечногоперетину болта:

Середня напруга і амплітуда циклу:





Так як , То запас міцності шатунного болта визначається за межею текучості:

Запас міцності повинен бути не менше 2.
4.3. Розрахунок колінчастого вала на міцність

Колінчастий вал двигуна Д - 244 полноопорний з симетричними колінами і асиметричним розташуванням противаг.
Рис. 11. Схема колінчастого валу.
Матеріал - сталь 40ХНМА;
Корінна шийка:
- Внутрішній діаметр: d вн = 0 мм
- Зовнішній діаметр: d н = 75,25 мм
- Довжина шийки: l КШ = 32 мм
Шатуна шийка:
- Внутрішній діаметр: d вн = 32 мм
- Зовнішній діаметр: d н = 68 мм
- Довжина шийки: l КШ = 38 мм
Радіус кривошипа: R = 62,5 мм
Відстань між серединами корінних шийок: l = 135 мм
Маса противаги: ​​m пр = 1,5 кг
Наведена маса щоки: m щ = 1,2 кг
Наведена маса шатунной шийки: m шш = 0,457 кг


Рис. 12. Розрахункова схема кривошипа.
Товщина щоки: n = 25 мм
Довжина перерізу А-А щоки b = 120 мм
Розрахунок корінних шийок.
Корінні шийки розраховуємо тільки на крутіння під дією тангенціальних сил. Максимальні та мінімальні значення скручують моментів визначаємо за допомогою складання таблиць набігаючих моментів. Значення тангенціальною сили Т = f (φ), визначені в динамічному розрахунку заносимо в графу 2 таблиці. Відповідно до порядку роботи циліндрів, у графи таблиці заносяться значення Т для відповідних циліндрів. Далі визначаються набігають моменти для 2, 3, 4, 5-ої корінних шийок.


.................

Критерієм навантаженості шийки є розмах моменту .
Значення Δ М max для кожної шийки наводимо в останньому рядку таблиці набігаючих моментів. Визначаємо таким чином найбільш навантажену шийку.
Таблиця 7
φ º
Т 1
Т 2
Т 3
Т 4
1
2
3
4
5
0
0
0
0
0
30
-6837,1
-3214,2
-3022,5
-15823,9
60
-4039,5
-5270,5
-5412
-7340,6
90
2841,6
-3107,6
-3801,4
8790,6
120
5072,4
3776,9
1806,7
7975,7
150
2986,1
6672,4
-238,2
4029,2
180
0
0
0
0
210
-3022,5
-6837,1
15823,9
-3214,2
240
-5412
-4039,5
7340,6
-5270,5
270
-3801,4
2841,6
8790,6
-3109,6
300
1806,1
5072,4
7995,7
3776,9
330
-238,2
-2986,1
4029,2
6672,4
360
0
0
0
0
390
15823,9
-3022,3
-3214,2
-6837,1
420
7340,6
-5412
-5270,5
-4039,5
450
8790,6
-3801,4
-3107,6
2841,6
480
7995,7
1806,7
3776,9
5072,4
510
4029,2
-238,2
6072,4
2986,1
540
0
0
0
0
570
-3214,2
15823,9
-6837,1
-3022,5
600
-5270,5
7340,6
-4039,5
-5412
630
-3107,6
8790,6
2841,6
-3801,4
660
3776,9
7995,7
5072,4
1806,7
690
6672,4
4029,2
2986,1
-238,2
720
0
0
0
0

Таблиця 8
φ º
М кш2
М кш3
М кш4
М кш5
1
2
3
4
5
0
0
0
0
0
30
-427,32
-628,2
-389,79
171,9
60
-952,47
-581,88
-920,125
-461,34
90
177,6
-16,63
-254,2
295,2
120
317,03
553,08
666
1165,73
150
186,63
603,66
588,76
840,59
180
0
0
0
0
210
-188,91
-616,23
372,77
171,9
240
-338,25
-590,72
-131,93
-461,34
270
-237,56
-60
489,43
295,2
300
112,88
429,9
929,64
1165,73
330
-14,89
171,7
423,57
840,59
360
0
0
0
0
390
989
800,1
599,2
171,9
420
458,79
120,54
-208,9
-461,34
450
549,4
311,8
117,6
295,2
480
499,7
612,7
848,71
1165,73
510
251,83
236,94
653,96
840,59
540
0
0
0
0
570
-200,9
788,1
360,79
171,9
600
-329,4
219,38
-123,09
-461,34
630
-194,23
355,19
532,79
295,2
660
236,06
735,79
1052,8
1165,73
690
417,03
668,85
855,48
840,59
Δ М max
976
1428,3
1972,9
1627,1
Найбільш навантаженою є 4-я корінна шийка М кш4 = 1972,9 Нм). Для цієї шийки визначаємо мінімальні і максимальні дотичні напруження.
W КШ - момент опору шийки крученню. Для монолітною шийки (тому свердління в корінній шийці незначного діаметра):



Визначаємо амплітудне і середньо напруга:


По таблиці (табл. 5.6 [1]) з урахуванням наявності в шийці отвори для підведення масла знаходимо теоретичний коефіцієнт концентрації напруг:
До σт = 2,5
Для сталі 40ХНМА знаходимо q - коефіцієнт чутливості матеріалу до концентрації напруг:



За формулами (5.1 та 5.2 [1]) здійснюємо вибір відповідного граничного напруження:
Для сталі 40ХНМА знаходимо:






Розрахунок запасу міцності виконуємо за межею витривалості:



Розрахунок шатунних шийок.
Шатунові шийки розраховуються на крутіння й вигин. Запаси міцності при крученні та згині визначаються незалежно один для іншого, а потім підраховуємо загальний запас міцності. З метою визначення моментів, що діють на кожну шийку (шатунную) полноопорного валу, що набігає момент, навантажувальний корінну шийку, передуючу розглядається, складається з половиною моменту, що діє на дану шатунную шийку.

, А тому , То



Таблиця 9
φ º
М шш1
М шш2
М шш3
М шш4
1
2
3
4
5
0
0
0
0
0
30
-213,66
-527,76
-722,65
104,68
60
-126,23
-417,17
-751
-690,73
90
88,8
80,49
-135,42
20,51
120
158,5
435,06
609,54
915,87
150
93,32
395,14
596,22
714,67
180
0
0
0
0
210
-94,45
-402,57
-121,73
272,33
240
-169,13
-464,48
-361,33
-296,63
270
-118,79
-148,76
214,71
392,3
300
56,44
271,39
679,77
1047,67
330
7,44
78,42
297,61
632,08
360
0
0
0
0
390
494,49
894,55
699,66
385,54
420
229,39
289,67
-44,16
-335,13
450
274,71
430,6
214,79
206,4
480
249,87
556,16
730,73
1007,22
510
125,9
244,39
445,45
747,27
540
0
0
0
0
570
-100,44
293,59
574,44
266,34
600
-164,7
-100,03
3,15
-292,21
630
-97,11
80,48
443,99
413,99
660
118,03
485,9
894,3
1109,26
690
208,5
542,94
762,17
846,03
Δ М шш max
708,15
1421,55
1616,95
1799,99
Критерієм навантаженості шатунной шийки служить розмах моменти:

Визначаємо значення моментів, скручують кожну шатунную шийку і зводимо їх у таблицю. Визначаємо за значенням найбільш навантажену шийку.
Найбільш навантаженою є 4-та шатуна шийка ( ).
Визначаємо момент опору шатунной шийки на кручення:







Розрахунок виконуємо по межі витривалості:


де - Визначено в попередньому розрахунку.
Розрахунок шатунной шийки на вигин ведеться у площині кривошипа і перпендикулярної їй площині.
Згинальний момент в площині, перпендикулярної до площини кривошипа:

де l - відстань між сусідніми серединами корінних шийок;
RT - реакція опор при дії тангенціальною сили: RT = -0,5 T
Відцентрова сила інерції противаги, розташованого на продовженні щоки:

де m пр - маса противаги (1,5 кг)
ρ - відстань від осі обертання колінчастого вала до центру ваги противаги = 60 · 10 -3 м)

Сила інерції обертових частин шатуна:


Відцентрова сила, що діє на щоку:

де т щ = 1,2 кг - приведена маса щоки

Відцентрова сила, що діє на шатунную шийку:


Реакція опор при дії сил у площині кривошипа:



Згинальний момент, що діє в площині кривошипа:



Сумарний згинальний момент М φ в площині располженія масляного отвори: φ м = 140 º - кут між позитивним напрямком сили К і віссю отвору.

Результати обчислень зводимо в таблицю.









Розрахунок проводимо за межею текучості:

,
де



Визначаємо сумарний запас міцності:


Сумарний запас міцності шатунних шийок для тракторних дизелів повинен бути З шш ≥ 3 ... 5
Розрахунок щоки.
Моменти, що скручують щоку:




Момент опору прямокутного перерізу щоки:


Знаходимо дотичні напруження в щоці:








Розрахунок проводимо за межею витривалості.
Визначаємо:

де

(Без обробки)


Моменти, згинальні щоку:




Сили, стискають (розтягують) щоку:



Максимальні та мінімальні напруги в щоці:

де - Момент опору щоки вигину.
F щ - площа розрахункового перерізу, м 2








Розрахунок проводимо за межею витривалості.
До σт = 1,5, q 1, К σ = 1,5, К = 0,65, К = 0,6


Сумарний запас міцності щоки:



5. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ГАЗОРОЗПОДІЛЬНИХ МЕХАНІЗМУ
Механізм газорозподілу призначений для своєчасного впуску в циліндр двигуна повітря і для випуску відпрацьованих газів. Для кращого наповнення та забезпечення очищення циліндрів двигуна впускні і випускні клапани відкриваються і закриваються не при положеннях поршня в мертвих точках, а з деяким випередженням і запізненням. При проектуванні клапанного механізму необхідно прагнути до задоволення двох протилежних вимог: 1) отримання максимальних прохідних перерізів, забезпечують хороше наповнення та очищення циліндра, 2) скорочення до мінімуму маси рухомих деталей газорозподілу для зменшення інерційних навантажень.
5.1. Профілювання кулачка
Під профілюванням розуміють визначення висоти підйому клапана в залежності від кута повороту кулачка. Механізм газорозподілу двигуна Д - 243 - верхнеклапанний з нижнім розташуванням розподільного валу.
Середня швидкість поршня: З п = 7,08 м / с,
Швидкість газового потоку в прохідному перерізі сідла при максимальному підйомі впускного клапана приймається з діапазону 80 ... 100 м / с.
Кут попереджання відкриття впускного клапана φ пр = 17 º п.к.в, а кут запізнювання закриття впускного клапана φ зп = 56 º п.к.в.
Радіус стрижня розподільного валу r = 17,5 мм,
Зазор між клапаном і коромислом Δ S = 0,25 мм.
Основні розміри прохідних перетинів у горловині та в клапані:
Площа прохідного перерізу клапана при максимальному підйомі:
, (342. [2])
де i кл - число однойменних клапанів на циліндр (1)


Рис. 13. Розрахункова схема прохідного перерізу в клапані.
Діаметр горловини клапана:
,
де F гір = 1,15 F кл = 0,15 · 572 = 657,8 мм 2 - площа прохідного перетину горловини клапана.

З умови можливого розташування клапанів у головці при верхньому їх розташуванні діаметр голівки не повинен перевищувати d гір = (0,38 ... 0,42) D.
d гір = 0,38 · 110 = 42 мм
Остаточно приймаємо d гір = 30 мм
Максимальна висота підйому клапана при куті фаски клапана α = 45 º:
(318, [2])
 
Основні розміри впускного клапана.
Радіус початковій окружності:
Р о = Р + (1 ... 2,5), мм
Р о = 17,5 + 1,5 = 19 мм
Максимальний підйом штовхача:

де l т = 33 мм - довжина плеча коромисла, прилеглого до толкателю,
l кл = 55 мм - довжина плеча коромисла, прилеглого до клапана

Визначаємо радіус кола тильної частини кулачка:

Протяжність ділянки сбєга:

де ω толк = 0,02 мм / град - швидкість штовхача в кінці сбєга.

º
Кутову протяжність інших ділянок прискорення штовхача вибираємо із співвідношень:

де φ ро - кут, що визначається за співвідношенням:




Вирішивши ці рівняння отримаємо:

Допоміжні величини та коефіцієнти закону руху штовхача:

де z = 5 / 8 - прийнято за рекомендаціями для кулачка Курц.

Перевірка обчислених значень коефіцієнтів:

Підйом (переміщення) штовхача до кута повороту кулачка:








Тут




де


Отримані значення переміщень, розраховані за вищенаведеними формулами, зводимо в таблицю.
Визначаємо швидкість штовхання:



де ω до - кутова швидкість обертання кулачкового валу












Отримані значення швидкостей штовхача зводимо в таблицю.
Прискорення штовхача визначаємо за наступними формулами:













Значення прискорення штовхача, отримані по вищеперелічених формулах, зносимо в таблицю.
Мінімальний і максимальний радіуси кривизни ненаголошеного кулачка:


5.2. Розрахунок клапанної пружини
Клапан приводиться в рух через штовхач, штангу і коромисло. Коромисло має плечі l кл = 55 мм, l т = 33 мм.
Матеріал пружин:
сталь 50ХФА, τ 1 = 350 МПа, σ в = 1500 МПа.
Розрахунок виконуємо для впускного клапана.
Пружина повинна розвивати зусилля, що перевищує силу інерції деталей Г.Р.М. на граничному швидкісному режимі роботи руху.
Визначаємо масу ГРМ, приведену до осі клапана:

Маса Г.Р.М. приведена до осі штовхача:

де m кл = 200 г - маса клапана;
m тар = 46 г - маса тарілки клапана;
m заст = 10 г - маса сухарів тарілки;
m пр = 48 г - маса пружини;
J кор = 2,64 · 10 -2 - момент інерції коромисла щодо осі кочення.
m шт = 160 г - маса штанги;
m т = 113 г - маса штовхача.
Умова забезпечення кінематичного зв'язку між деталями Г.Р.М.

де k - коефіцієнт запасу (для дизелів k = 1,28 ... 1,52), приймаємо
k = 1,5;
Р J кл - приведена до клапана сила інерції механізму при русі штовхача з негативним прискоренням.



Плошная посадка впускного клапана на сідло в джунглях без наддуву забезпечується практично при будь-якому мінімальному зусиллі пружини.
Нехай
Сумарні зусилля між внутрішньою та зовнішньою пружинами розділяться наступним чином:


Для зовнішньої пружини:


Визначаємо деформацію пружин:
- Попередня деформація:

- Повна деформація:

Визначаємо жорсткість пружин:


Загальна жорсткість пружин:

Будуємо характеристику клапанних пружин.


Рис. 17. Характеристика спільно працюючих двох пружин.
Розміри пружин приймаємо з конструктивних міркувань.
Діаметр дроту:
- Внутрішньої пружини,
- Зовнішньої пружини,
Середній діаметр пружин:
- Внутрішньої пружини,
- Зовнішньої пружини,
Визначаємо число робочих витків пружини.
- Зовнішньої пружини:
,
де G - модуль пружності другого роду (G = 8,3 мН / см 2).

- Внутрішньої пружини

Визначаємо повне число витків:


Визначаємо довжину пружини при повністю відкритому клапані:
- Зовнішньої пружини:

де Δ min = 0,3 мм - найменший зазор між витками пружини при повністю відкритому клапані.

- Внутрішньої пружини:

Визначаємо довжину пружин при закритті клапана:

Визначаємо довжину вільних пружин:
- Зовнішньої

- Внутрішньої пружини

Максимальне і мінімальне напруження в пружинах:
- Внутрішня пружина
,
де К в - поправочний коефіцієнт, що враховує нерівномірний розподіл напружень по поперечному перерізі пружини. Вибирається залежно від D пр / δ пр.
Для D пр.в / δ пр.в = 22 / 2 = 11, К в = 1,11
Для D пр.н / δ пр.н = 30 / 3 = 10, К = 1,13


- Зовнішня пружина


Середні напруги і амплітуди напруг:
- Внутрішня пружина



- Зовнішня пружина



Визначаємо запас міцності пружин:
- Внутрішня пружина


- Зовнішня пружина

Розрахунок на резонанс:
- Внутрішня пружина



- Зовнішня пружина




Виникненню резонансних коливань немає причин.
5.3. Розрахунок розподільного валу
При роботі двигуна на розподільчий вал з боку клапанного приводу діє: сила пружності пружини Р пр, сила тиску газів та ін сили, приведені до толкателю. Вал виготовлений з вуглецевої сталі 45.
Розміри валу:

l 1 = 43 мм, l 2 = 248 мм, l = 291 мм; h т max = 4,44 мм, d н = 35 мм, d вн = 10 мм.
Рис. 18. Розрахункова схема розподільного валу.
Сумарна сила (приведена), діюча на кулачок:

Найбільша сила передається від випускного клапана в початковий період його відкриття. Сила тиску газів визначається по різниці тисків, що діють на голівку клапана:

де d = 0,042 м - зовнішній діаметр голівки випускного клапана,
Р тр = 0,1 МПа - тиск у випускному трубопроводі, приймаємо, що випуск проводиться в атмосферу, Р тр = Р 0 = 0,1 МПа,
Р - тиск в циліндрі в розраховується положенні кулачка,
φ º ПКВ = 540-56 = 484 º, φ прв = 242 º, Р = 0,5 МПа.

Сила інерції в розраховується період:



Сила пружності пружини Р пр відповідає Р пр. min = 70 H.

Визначаємо стрілу прогину вала:


Визначаємо напругу зминання у зоні контакту кулачка і штовхача:






5.4. Розрахунок штанги приводу клапана
Діаметр штанги d = 12 мм, довжина штанги l шт = 362 мм. Штанга дюралюмінієва, зі сталевими наконечниками.
Визначаємо критичну силу Р кр для штанги за формулою Ейлера:

де Е - модуль пружності першого роду (для дюралюмінію Е = 0,7 · 10 травня МПа);
J шт - екваторіальний момент інерції поперечного перерізу штанги. Для штанги з пружки довжиною l шт



Запас стійкості штанги:

де Р шт = Р m = 1407,5

Напруга стиснення в місці контакту сферичного наконечника штанги при радіусі наконечника штанги r НШ = 6,5 мм, радіусі гнізда штовхача
r гт = 7 мм



5.5. Розрахунок коромисла
Напруга зминання циліндричної опорної поверхні коромисла:


де d = 21 мм - діаметр опорної поверхні коромисла, довжина
b = 30 мм
Сферичної поверхні регулювального болта:


де r 1 = 8 мм - радіус головки болта
r 2 = 9 мм - радіус гнізда.
5.6. Розрахунок штовхача
Діаметр стрижня штовхача d т = 24 мм;
Довжина ділянки стрижня штовхача, що знаходиться в направляючої l = 35 мм.
Момент, перекидаючий штовхач в направляючої:

ОВ Т - довжина перпендикуляра, опущеного з центру початковій окружності на напрям дії сили Р Т
ОВ Т = 16,5 мм

Питоме навантаження, відповідна М max:



Рис. 19. Схема навантаження штовхача.

6. РОЗРАХУНОК СИСТЕМИ ХАРЧУВАННЯ
Комплекс процесів, що забезпечують подачу в циліндри двигуна повітря і палива, утворення горючої суміші, а також видалення з циліндрів продуктів згоряння, називають харчуванням двигуна.
Комплекс пристроїв і приладів, які забезпечують виконання цих процесів, утворює систему харчування.
Система живлення двигуна складається з наступних основних елементів: воздухоочистителя, впускного і випускного колекторів, паливних фільтрів грубого і тонкого очищення, паливного насоса, форсунок, трубопроводів низького і високого тиску, а також глушника і паливного бака, що встановлюються на тракторі.
Паливний насос високого тиску - четирехплунжерний УТН - 5. Насос приводиться в дію від колінчастого валу через розподільні шестерні.
Впорскування палива в циліндри дизеля проводиться форсунками ФД - 22 закритого типу з четирехдирчатим розпилювачем.
6.1. Розрахунок секції паливного насоса високого тиску
Розрахунок секції ТНВД полягає у визначенні діаметра і ходу плунжера. Ці основні конструктивні параметри насоса знаходяться в залежності від його циклової подачі на режим номінальної потужності.
Циклова подача, тобто витрата палива за цикл:

де Р т - щільність диз. палива, Р т = 0,842 т / м 3

Теоретична подача секції паливного насоса:
, (Стор. 356. [2])
де η н - коефіцієнт подачі насоса, що представляє собою відношення обсягу циклової подачі до обсягу, описаного плунжером на геометричному активному хід та враховує стиснення палива та витоку через нещільності, а також деформації трубопроводів високого тиску.
Зазвичай η н = 0,7 ... 0,9
Приймаються η н = 0,8

Повна продуктивність секції ТНВД з урахуванням Паливний, перевантаження двигуна та забезпечення надійного пуску при низьких температурах:

Приймаються

Визначаємо діаметр плунжера із співвідношення:
, (Стор. 357 [2])
де S пл / d пл - змінюється в межах 1,0 ... 1,7. (Приймаємо 1,1)

Знайдене значення приводимо у відповідність з ГОСТ 10578-74, і приймаємо d пл = 7 мм
Визначаємо хід плунжера (повний):
, (Стор. 357 [2])

За ГОСТ 10578-74 приймаємо S пл = 8 мм
При обраному діаметрі плунжера його активний хід:
, (Стор. 357 [2])
де f пл - площа перерізу плунжера.

Визначаємо середню швидкість плунжера ТНВД:

де φ а - тривалість впорскування палива (при об'ємному сумішоутворення φ а = 10 ... 20 º ПКВ), φ 2 = 15 º ПКВ;
n к - частота обертання кулачкового валу ТНВД (n до = 850 хв -1)

6.2. Розрахунок форсунки
За результатами теплового розрахунку дизеля і паливного насоса високого тиску визначаємо діаметр соплових отворів форсунки.
Вихідні дані:
- Дійсне тиск наприкінці стиснення: Р''з = 5,06 МПа;
- Тиск конуса згоряння: Р z = 6,57 МПа;
- Частота обертання двигуна: n = 1700 хв -1
- Циклова подача палива: V ц = 63,6 мм 3 / цикл
- Щільність дизельного палива: P т = 842 кг / м 3
Тривалість подачі палива в градусах повороту колінчастого валу Δφ = 15 º.
Час витікання палива:

Середній тиск газів в циліндрі в період уприскування:

Середній тиск розпилювання приймаємо Р ф = 40 МПа.
Середня швидкість витікання палива через соплові отвори:
, (360. [2])

Коефіцієнт витрати палива приймаємо μ = 0,72.
Сумарна площа соплових отворів:

Число соплових отворів приймаємо рівним m = 4.
Діаметр соплового отвору:


7. РОЗРАХУНОК Системи змазування ДВИГУНА
Система змащування автотракторних двигунів призначена для зменшення втрат на тертя між поверхнями деталей (створення несучого масляного шару на поверхнях деталей, що сполучаються, для запобігання корозії, охолодження цих поверхонь і видалення з них продуктів зношування. Залежно від типу двигуна і конструкції застосовують систему змазування розбризкуванням, під тиском і комбіновану. У більшості сучасних двигунів застосовується система змащування під тиском і розбризкуванням, тобто комбінована.
Для збільшення терміну служби олії на всіх двигунах встановлюються пристрої для його очищення. У двигунах з напруженим режимом роботи встановлюються радіатори охолодження масла. Крім згаданих вузлів, система змащування включає в себе масляний насос, редукційний, перепускний та інші клапани, пристрої для контролю тиску і рівня масла в системі.
У двигуні застосована комбінована система змащування.
Підшипники колінчастого і розподільного валів, втулки проміжної шестерні і шестерні приводу паливного насоса, а також механізм приводу клапанів змащується під тиском від шестеренчатого насоса 1. Гільзи, поршні, поршневі пальці і кулачки розподільного вала змащуються розбризкуванням.
Очищення масла здійснюється в центрифузі 3.
Шестерний насос подає масло по патрубку і каналах блоку у відцентровий фільтр 3. Із центрального фільтра очищене масло надходить у радіатор 2 для охолодження. Їх радіатора охолоджене масло надходить в магістраль дизеля. При пуску дизеля холодне масло внаслідок великого опору радіатора через редукційний (Радіаторний) клапан 6 надходить безпосередньо в магістраль двигуна, минаючи радіатор. Запобіжний клапан (клапан відцентрового маслоочістітеля) 7 відрегульований на тиск 0, 65 ... 0, 7 МПа (6,5 ... 7,0 кгс / см 2) і служить для підтримки зазначеного тиску перед ротором центрифуги. При підвищенні тиску масла на вході в ротор вище 0,7 МПа. частина неочищеної олії зливається через клапан в картер дизеля. Зливний клапан 8 відрегульований на тиск 0,2 ... 0,3 МПа (2,0 ... 3,0 кгс / см 2) і служить для підтримки необхідного тиску масла в головній магістралі дизеля. Надмірне масло зливається через клапан в картер дизеля.
Очищене і охолоджене масло надходить їх головної магістралі дизеля по каналах в блоці циліндрів до всіх внутрішніх підшипників колінчастого валу і втулок розподільного валу. Від корінних підшипників масло по каналах в колінчастому валу надходить до втулок проміжної шестерні і шестерні приводу паливного насоса, а так само до паливного насоса і регулятору. Деталі клапанного механізму змащуються маслом, що надходять від задньої шийки розподільного вала по каналах в блоці і голівці циліндрів і спеціальній трубці у внутрішню порожнину осі коромисел 4.
7.1. Розрахунок масляного насоса
Розрахунок масляного розрахунку полягає у визначенні його необхідної подачі і розміри шестерень цього розрахунку передує визначення циркуляційного витрати масла. Питання про витрату масла розглядається на підставі теплового балансу двигуна.
У сучасних двигунах тепловіддача в масло Q м на номінальному режимі роботи становить 1,5 ... 3% від Q 0 - теплоти згоряння палива в циліндрах двигуна, якщо поршні не охолоджуються маслом:

де ,
де Н н - питома нижча теплота згоряння палива (для диз. палива Н н = 42500 кДж / кг);
G т - годинна витрата палива (на підставі теплового розрахунку G т = 10,9 кг / годину).

Визначаємо циркуляційний витрата масла:
, (6.27 [1])
де ρ м - щільність олії (ρ м = 0,91 т / м 3)
З м - питома теплоємність олії (С м = 1,88 ... 2,09 кДж / к º С)
Δ t м - ступінь підігріву масла t м = 10 - 15 º С)

Визначаємо дійсну подачу насоса:

Підвищена подача необхідна для створення необхідного тиску масла в магістралі при роботі двигуна на всіх режимах і при будь-якій температурі масла. Така подача забезпечує нормальний тиск в системі при збільшенні зазорів в сполученнях по мірі зношування деталей двигуна:

Визначаємо теоретичну подачу насоса:
, (6.29 [1])
де η н - механічний ККД насоса (0,6 ... 0,8).

Приймаються допустиму окружну швидкість шестерні на зовнішньому діаметрі υ 2 = 6 м / с, тому що υ 2 <8 ... 10 м / с. вибираємо частоту обертання валу насоса n н (хв -1) з урахуванням того, що відношення частот обертання колінчастого валу і провідної шестерні насоса для дизеля лежить в межах 0,7 - 1.

Визначаємо зовнішній діаметр шестерень насоса:
, (6.30 [1])

Задаємо стандартний модуль зачеплення:
m = 4,5 мм, (m = 3,5 ... 5 мм), число зубів Z = 9, (Z = 7 ... 12). Уточнюємо D ш.

Визначаємо необхідну довжину (мм) зубів:
, (6.32 [1])

Потужність (кВт), що витрачається на привід насоса:
, (6.33 [1])

де η нм - механічний ККД насоса (0,85 ... 0,9)
Р н - тиск, що розвивається насосом (Р н = 0,7 МПа - див. опис системи змащування).
Місткість системи змазування:



7.2. Розрахунок центрифуги
Центрифуга представляє собою відцентровий фільтр тонкого очищення масла від механічних домішок. Якісне очищення масла можлива лише у випадку, якщо привід центрифуги буде забезпечувати:
а) високі кутові швидкості ротора (5000 ... 7000 хв -1)
б) частоту обертання ротора, не залежну від швидкісного режиму двигуна.
в) простоту конструкції, тривалий термін служби.
Центрифуга - полнопоточного, привід гідрореактивний двухсопловий.
Частота обертання ротора центрифуги:
, (6.36 [1])
де V ЦР - витрата масла ч / з сопла центрифуги;
V ЦР = 0,2 V ц = 0,2 · 0,214 = 0,0428 м / с
R - відстань від осі сопла до осі обертання ротора (R = 20 мм);
ε = 1 - коефіцієнт стиснення струменя в отворі сопла.
Місткість ротора 0,8 л відповідає а = 0,8 НММ,
b = 0,52 · 10 -2 НММ / хв -1
Діаметр сопла d з = 1,5 мм
Площа перетину отвору сопла:


Для розрахунку тиску масла на вході в центрифугу вибираємо коефіцієнт витрати μ = 0,84 і коефіцієнт гідравлічних втрат Ψ = 0,3.


7.3. Розрахунок радіатора
Розрахунок масляного радіатора полягає у визначенні площі його охолоджуючої поверхні.
Q - кількість теплоти, що віддається радіатором повинен становити 50 ... 75% теплоти Q м, що відводиться маслом від двигуна. Циркуляційний витрата масла через радіатор: V радий = V ц = 0,214 л / с.
Температура масла на виході з радіатора, t рад.вих = 80 º С.





Середня температура масла:


Середня температура охолоджувача:
,
де Δ t охол - температура охолоджувача на вході в радіатор, для вохдушно-масляних радіаторів (3 ... 5 º С);
t охл.вх - температура охолоджувача на вході в радіатор, для повітря (40 º С).

Площа (м 2) поверхні радіатора, що омивається охолоджуючим тілом:


де k ж - повний коефіцієнт теплопередачі від масла до охолоджувального тілу. У результаті експериментальних досліджень знайдено, що для радіаторів тракторів k ж знаходиться в межах 25 ... 70 Вт / м 2 º С

Товщина стінки радіаторних трубок:

Швидкість масла в них - 0,1 ... 0,5 м / с.
7.4. Розрахунок шатунного підшипника ковзання
Діаметр шатунной шийки: d шш = 68 мм;
Довжина підшипника: l ш = 38 мм;
Діаметральні зазори: Δ min = 0,057 мм;
Δ max = 0,131 мм;
Радіальні зазори: δ min = 0,0285 мм;

δ max = 0,0655 мм.
Рис. 20. Положення валу в підшипнику.
Відносні зазори:

Мінімальна товщина масляного шару:

де k шш = R шср / l ш d м = 11745/68 · 38 = 4,55 МПа.
μ - в'язкість масла М - 10Г 2 при 110 º С
μ = 0,00657 Нс / м 2


Величина критичного шару олії:

Коефіцієнт запасу надійності підшипників:



У другому випадку підшипник має недостатнім запасом надійності і можливий перехід на сухе тертя.

8. РОЗРАХУНОК СИСТЕМИ ОХОЛОДЖЕННЯ
Система охолодження являє собою сукупність пристроїв, що забезпечують примусове відведення теплоти від нагрітих деталей двигуна і передають її навколишньому середовищі з метою підтримки оптимального теплового стану двигуна.
До системи охолодження висувають такі вимоги:
- Попередження перегріву або переохолодження двигуна на всіх режимах його роботи в різних рельєфних і кліматичних умовах роботи мобільних машин;
- Порівняно невеликі витрати потужності на охолодження;
- Компактність і мала маса;
- Експлуатаційна надійність;
- Мала матеріаломісткість і собівартість.
Орієнтуючись на прототип Д - 244 приймаємо: охолодження дизеля рідинне з примусовою циркуляцією охолоджувальної рідини від відцентрового насоса, об'єднаного в один агрегат з вентилятором. Валик насоса і вентилятор приводяться в обертання від шківа колінчастого валу дизеля за допомогою клинкової ременя. Для регулювання температури в системі охолодження встановлений термостат ТС - 109 з твердим наповнювачем.
8.1. Розрахунок радіатора
Визначаємо кількість теплоти Q ж (кДж / с), що відводиться через систему охолодження двигуна при його роботі на режимі номінальної потужності:
, (6.1 [1])
де q ж = Q ж / Q 0 - відносна тепловіддача в охолоджуючу рідину, зазвичай q ж для дизелів лежить в межах 0,16 ... 0,36 від теплоти згоряння палива, приймаємо q ж = 0,26:

Розрахункова кількість теплоти (з урахуванням зміни коефіцієнта тепловіддачі через засмічення зовнішньої поверхні решітки радіатора і відкладення накипу всередині).

Кількість теплоти, що відводиться від двигуна охолоджуючої рідиною (Q ЖР), приймається рівною кількості теплоти, переданої охолоджувального повітрю (Q пов):

Витрата повітря (м 3 / с), що проходить через радіатор:
(6.2. [1])
де З пов - середня питома теплоємність повітря, З пов = 1,005 кДж / кг º С
Р - щільність повітря при температурі 40 º С (Р пов = 1,13 кг / м 3);
Δ t пов - температурний перепад у решітці радіатора (25 º С):

Циркуляційний витрата (л / с) охолоджуючої рідини, що проходить через радіатор:
, (6.3 [1])
де С ж - питома теплоємність охолоджуючої рідини (для води 4,187 кДж / кг º С)
ρ ж - щільність рідини (для води при t ж = 20 º С ρ ж = 1 т / м 3
Δ t ж - температурний перепад охолоджуючої рідини в радіаторі t ж = t жвх - t жвих = 6 ... 12 º С).
Оптимальне значення температури t жвх, що характеризує температурний режим рідинного охолодження, приймається в інтервалі 80 ... 95 º С. Приймаються t жвх = 92 º С, Δ t ж = 10 º С
.
Середня температура рідини в радіаторі:
, (6.4 [1])

Середня температура повітря, що проходить через радіатор:
, (6.5 [1])
Температура повітря на вході в радіатор приймається t возд.вх = 40 º С

Необхідна площа (м 2) поверхні охолодження радіатора:
, (6.6 [1])
де k ж - коефіцієнт теплопередачі від охолоджуючої рідини до охолоджувального тілу (Вт / м 2 º С), в результаті експериментальних досліджень встановлено, що для радіаторів тракторів k ж знаходиться в межах 80 ... 100 Вт / м 2 º С.
Приймаються k ж = 90 Вт / м 2 º С

Площа фронтовий поверхні радіатора (м 2):
, (6.8 [1])
де υ возд - швидкість повітря перед фронтом радіатора (6 ... 18 м / с) без урахування швидкості руху машини, приймаємо υ пов = 13 м / с.

Глибина серцевини радіатора (мм):
, (6.6 [1])
де φ р - коефіцієнт об'ємної компактності: для сучасних радіаторів (0,6 ... 1,8 мм -1). Приймаються φ р = 1,2 мм -1

8.2. Розрахунок вентилятора
У системах охолодження вентилятори встановлюються для створення штучного потоку повітря, що проходить через радіатор, що дозволяє зменшити площу охолоджуючої поверхні, місткість і масу охолоджуючої системи в цілому.
Вентилятор вибираємо з штампованими з листової сталі лопатями, приклепаними до сталевої маточині, чотирилопатевий. Для зменшення вібрацій і шуму лопаті маємо Х-образно - попарно під кутом 70 º і 110 º. Вентилятор встановлений на валу насоса охолоджуючої рідини.
Окружна швидкість лопаті вентилятора (м / с) на її зовнішньому діаметрі:
, (6.10 [1])
де ψ - коефіцієнт, що залежить від форми лопатей, ψ = 2,2 ... 2,9 - для криволінійних лопатей;
Р в - тиск повітря, що створюється вентилятором (Р в = 600 ... 1000 Па)
ρ в = 1,04 кг / м 3

Діаметр вентилятора (м):
, (6.11 [1])
де υ 'возд - розрахункова швидкість повітря в робочому колесі (13 ... 40 м / с), приймаємо υ' пов = 20 м / с.

Значення D в округляємо до найближчого за ГОСТ 10616-73 і приймаємо D в = 0,400 м.
Частота обертання вентилятора (хв -1):
, (6.12 [1])

Потужність (кВт), потребная для приводу вентилятора:
, (6.13 [1])
де η в - ККД вентилятора, для клепаних вентиляторів η в = 0,3 ... 0,4. Приймаються 0,35.


8.3. Розрахунок насоса охолоджуючої рідини
Розрахункова подача водяного насоса (л / с):
, (6.14 [1])
де η н - коефіцієнт подачі, враховує можливість витоку рідини з напірної порожнини під усмоктувальні, (0,8 ... 0,9). Приймаються 0,85.

Радіус r 1 (м) вхідного отвору крильчатки насоса:
, (6.15 [1])
де r 0 - радіус маточини крильчатки (12 ... 30 мм). приймаємо 20 мм;
З 1 - швидкість рідини на вході в насос (1 ... 2,5 м / с). приймаємо 1,75 м / с.

Окружна швидкість сходу рідини (м / с):
, (6.16 [1])
Де α 2 і β 2 - кут між напрямками С 2 і U 2, W 2 і U 2 (рис 20).
Р ж - тиск рідини, що створюється насосом, Па: (5 ... 10) · 10 4,
η м - гідравлічний ККД насоса (0,6 ... 0,7).
Для забезпечення η г = 0,6 ... 0,7 приймаємо α 2 = 8 ... 12 º, β 2 = 32 ... 50 º.
Приймаємо: α 2 = 9 º, β 2 = 42 º, η м = 0,67, Р ж = 8,5 · 10 квітня Па.

Радіус крильчатки на виході:

Окружна швидкість потоку рідини на вході (м / с):
, (6.18 [1])

Кут визначається виходячи з того, що кут α 1 між векторами швидкостей З 1 і U 1 = 90 º.
, (6.19 [1])

На підставі отриманих даних виробляється профілювання лопаті. Як правило, лопаті профілюються по дузі кола. Для цього проводячи зовнішню окружність крильчатки радіусом r 2, а внутрішню - радіусом r 1, в довільній точці В на зовнішньому колу будуємо кут β 2. Від радіусу ОВ будується кут β 1 + β 2. Через точки В і К проводиться лінія ВК, яка триває до перетину з колом входу (точка А). З середини відрізка АВ (точка L) проводиться перпендикуляр до лінії ВЕ (точка Е), а з точки Е - дуга, яка є шуканим обрисом лопаті.
Радіальна швидкість сходу охолоджуючої рідини (м / с):
, (6.20 [1])

Ширина лопатей на вході b 1 і на виході b 2 визначається:
, (6.21 [1]);
, (6.22 [1]);
де z - число лопатей на крильчатці,
δ - товщина лопатей, мм
В існуючих конструкціях: z = 4 ... 8; δ = 3 ... 5 мм.
Приймаємо: z = 6, δ = 3 мм


Потужність (кВт), споживана водяним насосом:
, (6.23 [1])
де η м - механічний ККД насоса (0,7 ... 0,9)

Місткість систем рідинного охолодження тракторних дизелів:



9. РОЗРАХУНОК СИСТЕМИ ПУСКУ ДВИГУНА
Для пуску двигуна необхідно, щоб частота обертання його вала забезпечувала умови виникнення і нормальне протікання початкових робочих циклів у двигуні. Пускова частота обертання колінчастого вала двигуна залежить від виду двигуна і умов пуску. Момент опору проворачиванию валу двигуна при його пуску залежить від температури навколишнього середовища, ступеня стиснення, частоти обертання, в'язкості олії, числа і розташування циліндрів. Потужність пускового пристрою визначається моментом опору проворачиванию і пусковий частотою обертання.
Пусковий пристрій дизелів складається з електричного стартера СТ - 212А потужністю 4,8 к.с. Стартер являє собою електродвигун постійного струму послідовного збудження. Включення стартера дистанційне, за допомогою електромагнітного реле і вмикача стартера.
9.1. Розрахунок пускового пристрою
Вибираємо марку масла і задаємо його розрахункову кінематичну в'язкість.
Відповідно до вимог ГОСТ - 20000-82 граничною температурою холодного запуску автотракторних дизелів з штатною пусковий системою вважають - 10 º С при звичайних зимових маслах і - 20 º С при здійсненні загущених масел.
Масло моторне (див. розрахунок системи змащування):
Літнє - М 10 Г 2 по ГОСТ 8581-78;
або - М 10 У 2 по ГОСТ 8581-78;
Зимове - М 8 Р 2 по ГОСТ 8581-78;
або - М 8 У 2 по ГОСТ 8581-78.
Оскільки обрані масла не загущені, то граничну температуру холодного запуску систем рівної - 10 º С.
За графіком (6.1. [1]) для зимового масла М-8Г 2 для t C = -10 º С знаходимо розрахункову його в'язкість.

Вибираємо пускову частоту обертання колінчастого вала двигуна (для дизелів пускова частота повинна бути не нижче ніж 150 ... 200 хв -1). Приймаємо: n п = 200 хв -1.
Визначаємо коефіцієнт А - враховує вплив розмірів поверхонь тертя на момент опору М СР для дизелів А = 2550V (стор. 214, [1]).
А = 2550 · 4,75 = 10687,5
Для рядних тракторів дизелів розрахунковий момент опору визначаємо наступним чином:
Визначаємо момент опору при в'язкості олії рівної 1000 мм 2 / с:
(6.51 [1])
де D - діаметр циліндра.

По знайденому значенню М 1000 визначаємо розрахункове значення:
, (6.52 [1])
де ν - розрахункова в'язкість масла (3600 мм 2 / с при t = -10 º С для М - 8 Г 2),
у - показник ступеня, що залежить від пускової частоти (для n п = 200 хв -1) у = 0,35.

Потрібно потужність пускового пристрою:
, (6.53 [1])
де k - коефіцієнт, що враховує можливе зниження потужності пускового пристрою (1,1 ... 1,5), k = 1,1;
η - ККД зубчастої передачі в приводі стартера (0,85)

По цьому значенню підбираємо електростартер - СТ-212.
Також як пускового пристрою можна рекомендувати пусковий двигун ПД - 10у з редуктором (одноциліндровий, двотактний, карбюраторний, двигун з кривошипно-камерної продувкою потужністю 8,48 кВт при 3500 хв -1).
Пусковий двигун дозволяє зробити досить тривалу холодну прокрутку (без подачі палива) дизеля до появи стійкого тиску в системі змащування, що позитивно позначається на ресурсі двигуна.
Також для полегшення пуску слід застосовувати електрофакельним підігрівач (службовець для підігріву всмоктуваного в циліндри).
Для полегшення пуску в зимових умовах в зимових умовах дизелі можуть бути обладнані жідкомтним підігрівачем типу ПЖБ - 200Б.

ВИСНОВОК
У результаті розрахунків систем і механізмів дизеля, наведених в даному курсовому проекті, встановлено:
1. Двигун забезпечує розвиток необхідної потужності при різних швидкостях руху трактора, хорошу прийомистість при рушанні з місця.
2. Двигун має гарну паливної економічністю на всіх режимах його роботи.
3. Висока питома потужність і малі габаритні розміри
4. Двигун забезпечує надійність його пуску при низьких температурах
5. Двигун має перспективну конструкцію, що дозволяє виробляти її подальшу модернізацію шляхом форсування потужності двигуна і поліпшення його показників відповідно до рівня розвитку техніки.

Літертури
1. Б. Є. Желєзко, В. М. Адамов, І. К. Русецький, Г. Я. Якубенко / Розрахунок та конструювання автомобільних і тракторних двигунів (Дипломне проектування): Навчальний посібник для вузів / Мн.: "Вища школа", 1987 р.
2. А. І. Колчин, В. П. Демидов / Розрахунок автомобільних і тракторних двигунів. Підручник для ВНЗ / М.: "Вища школа 1980 р."
3. Г. Я. Якубенко, Н. П. Цаюн / Методичний посібник з курсу: "Термодинаміка і транспортні двигуни" для студентів заочної форми навчання / Мінськ. 1998


Таблиця 1
α, град
Р р, МПа
Р р,
кН
знак сили
cosα + + λcos2α
P j,
кН
знак сили
Р Σ,
кН
знак сили
sin (α + β)
cosβ
Т Σ,
кН
знак сили
cos (α + β)
cosβ
До Σ,
кН
знак сили
0
0,105
0,051
+
+1,278
8,938
-
8,887
-
0
0
+1
8,887
-
30
0,092
0,082
-
+1,005
7,029
-
7,111
-
+0,622
4,423
-
+0,796
5,66
-
60
0,092
0,082
-
+0,361
2,525
-
2,607
-
+0,99
2,581
-
+0,285
0,743
-
90
0,092
0,082
-
-0,278
1,944
+
1,862
+
+1
1,862
+
-0,289
0,538
-
120
0,092
0,082
-
-0,639
4,469
+
4,387
+
+0,742
3,255
+
0,715
3,136
-
150
0,092
0,082
-
-0,727
5,085
+
5,003
+
+0,379
1,896
+
0,936
4,683
-
180
0,092
0,082
-
-0,722
5,049
+
4,967
+
0
0
-1
4,967
-
210
0,12
0,204
+
-0,727
5,085
+
5,289
+
-0,379
2,004
-
-0,936
4,95
-
240
0,132
0,326
+
-0,639
4,469
+
4,795
+
-0,742
3,558
-
-0,715
3,428
-
270
0,18
0,816
+
-0,278
1,944
+
2,76
+
-1
2,76
-
-0,289
0,797
-
300
0,384
2,897
+
-0,361
2,525
-
0,372
+
-0,99
0,368
-
+0,285
0,106
+
330
1,37
12,954
+
+1,005
7,029
-
5,925
+
-0,622
3,685
-
+0,796
4,716
+
360
4,927
50,255
+
+1,278
8,938
-
41,317
+
0
0
+1
41,317
+
370
6,589
61,538
+
+1,246
8,714
-
58,494
+
+0,221
12,927
+
+0,976
57,09
+
380
5,78
57,936
+
+1,146
8,018
-
49,918
+
+0,429
21,415
+
+0,908
45,325
+
390
3,896
38,719
+
+1,005
7,029
-
31,69
+
+0,622
19,711
+
+0,796
25,225
+
420
1,308
12,321
+
+0,361
2,525
-
9,796
+
+0,99
9,698
+
+0,285
2,792
+
450
0,68
5,916
+
-0,278
1,944
+
7,86
+
+1
7,86
+
-0,289
2,271
-
480
0,456
3,631
+
-0,639
4,469
+
8,1
+
+0,742
6,01
+
-0,715
5,791
-
510
0,36
2,652
+
-0,727
5,085
+
7,737
+
+0,379
2,932
+
-0,936
7,241
-
540
0,22
1,224
+
-0,722
5,049
+
6,273
+
0
0
-1
6,273
-
570
0,12
0,204
+
-0,727
5,085
+
5,289
+
-0,379
2,004
-
-0,936
4,95
-
600
0,105
0,051
+
-0,639
4,469
+
4,52
+
-0,742
3,353
-
-0,715
3,231
-
630
0,105
0,051
+
-0,278
1,944
+
1,995
+
-1
1,995
-
-0,289
0,576
-
660
0,105
0,051
+
+0,361
2,525
-
2,474
-
-0,99
2,47
+
+0,285
0,705
-
690
0,105
0,051
+
+1,005
7,029
-
6,978
-
-0,622
4,34
+
+0,796
5,554
-
720
0,105
0,051
+
+1,278
8,938
-
8,887
-
0
0
+1
8,887
-
Таблиця 11
Фази газорозподілу
Параметри
φ º
ПКВ
φ р º
ПРВ
Ф i º
φ до º поворотів та кулачка
h = h т + Δ S, мм
h т,
мм
ω т,
м / с
J т,
м / с 2
1
2
3
4
5
6
7
8
9
Ділянка сбєга при підйомі
663,72
331,86
φ 0 = 19,64 º
0
φ до
0
-
0
69,69
667,72
333,86
2
0,003
-
0,21
68,81
671,72
335,86
4
0,0127
-
0,042
66,16
675,72
337,86
6
0,0282
-
0,061
61,82
679,72
339,86
8
0,0494
-
0,079
55,9
683,72
341,86
10
0,0758
-
0,095
48,56
687,72
343,86
12
0,107
-
0,108
39,97
691,72
345,86
14
0,141
-
0,119
30,36
695,72
347,86
16
0,178
-
0,126
19,98
699,72
349,86
18
0,217
-
0,131
9,09
703
351,5
19,64
0,250
-
0,132
0
φ пр = 17 º
703
351,5
Φ 1 = 19,46 º
0
φ к1
0,25
0
0,132
0
707
353,5
2
0,292
0,042
0,118
105,78
711
355,5
4
0,343
0,093
0,195
200,64
715
357,5
6
0,412
0,162
0,268
274,76
719
359,5
8
0,507
0,257
0,359
320,5
4
2
10
0,631
0,381
0,459
333,129
8
4
12
0,785
0,535
0,557
311,34
12
6
14
0,967
0,717
0,644
257,39
16
8
16
1,173
0,923
0,711
176,84
20
10
18
1,395
1,145
0,750
78,03
22,92
11,46
19,64
1,563
1,313
0,758
0
Такт впуску (180 º)
22,92
11,46
Φ 2 = 6,52 º
0
φ до
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Транспорт | Курсова
624кб. | скачати


Схожі роботи:
Проектування ділянки по збірці двигунів внутрішнього згоряння
Тепловий розрахунок двигунів внутрішнього згоряння
Ідеальні цикли поршневих двигунів внутрішнього згоряння
Розробка ділянки обкатки і випробування автомобільних двигунів внутрішнього згоряння
Зниження забруднення атмосфери вихлопними газами від двигунів внутрішнього згоряння
Проектування та моделювання двигуна внутрішнього згоряння
Проектування та дослідження механізму двигуна внутрішнього згоряння
Проектування механізмів двоциліндрового чотиритактного двигуна внутрішнього згоряння
Двигуни внутрішнього згоряння 2
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru