Оцінка розрахунок і вибір конструктивних параметрів двигуна

Оцінка, розрахунок і вибір конструктивних параметрів двигуна

Зміст

Введення

1. Оцінка і вибір параметрів двигуна

1.2 Середня швидкість поршня і частота обертання

1.3 Діаметр циліндра і хід поршня

1.4 Довжина шатуна

1.5 Ступінь стиснення

1.6 Фази газорозподілу

2. Опис конструкції і систем двигуна.

2.1 Блок-картер

2.2 Головка циліндрів

2.3 Гільзи циліндрів

2.4 Механізм газорозподілу

2.5 Колінчастий вал

2.6 Шатун

2.7 Поршень

2.8 Система змащення

2.9 Система харчування

3. Розрахунок робочого процесу

3.1 Методика розрахунку робочого процесу

3.1.1 Допоміжні розрахунки

3.1.2 Спрощений розрахунок наповнення

3.1.3 Визначення параметрів робочого тіла в кінці процесу стиснення

3.1.4 Визначення параметрів робочого тіла в кінці "видимого" горіння

3.1 5Определеніе параметрів робочого тіла в кінці процесу розширення

3.1 6 Індикаторні показники двигуна

3.1 7 Ефективні показники двигуна

3.1.8 Показники турбіни і нагнітача

Висновок

Список використаної літератури

Додаток

Введення

Проблема економії паливних ресурсів придбала в даний час величезне значення практично для всіх індустріально розвинених країн, в тому числі і для України.

Одним з головних споживачів нафтового палива є автомобільний тракторний транспорт, тому підвищення економічності та зниження викидів шкідливих речовин для нормативів ЄВРО-3 є на сьогоднішній день актуальним завданням. Найважливішим напрямком у вирішення цієї проблеми в першу чергу на вантажному, автомобільному, автобусному і сільськогосподарському транспорті є подальша його дизелизація, яка повинна забезпечити в експлуатації не тільки зниження на 25-30% витрати рідкого моторного палива і більш раціональне використання на транспорті всіх видів моторних палив , але і зменшення забруднення навколишнього середовища токсичними викидами моторів. Реалізація цього напрямку передбачає як модернізацію випускаються, так і розробку нових типів дизелів. Великого поширення набули чотирьохклапанні головки циліндрів з центральним розташуванням форсунки. У зв'язку з високими форсировки дизелів по літровій потужності збільшується теплонапруженості деталей камери згоряння і зокрема поршня. Для забезпечення надійної роботи поршня в умовах високих термічних навантажень застосовується охолодження останнього маслом, при цьому в поршні виконуємо спеціальні охолоджуючі канали, а для подачі олії застосовується форсунку, нерухомо встановлену в картері дизеля. Обмеження, що накладаються на дизелі для автомобілів, перш за все, по економічності, токсичності, ресурсу, масогабаритні та іншими показниками, вимагають створення швидкохідних високофорсірованих дизелів з відносно малим робочим об'ємом. Ряд провідних автомобільних заводів, ПЗ, асоціацій в СНД (Кафедра ДВЗ НТУ "ХПІ", ЯМЗ, ХТЗ, ЛАЗ, "Серп і молот", з-д ім. Малишева, та ін) створили і приступають до налагодження виробництва таких дизелів.

1. Оцінка і вибір параметрів двигуна

Для кожного типу двигунів прийняті, на основі багаторічного практичного досвіду, певні обмеження у виборі параметрів робочих процесів і чисельних відносин величин конструктивних параметрів. Врахувати цей досвід можна на основі аналізу конструкцій доведених і добре себе зарекомендували в експлуатації дизелів.

1.1 Число і розташування циліндрів

При виборі числа циліндрів слід враховувати їх вплив на масові і габаритні показники двигуна, діаметр циліндра, врівноваженість сил інерції рухомих мас, рівномірність обертання колінчастого вала, теплову напруженість поршневої групи.

Зі збільшенням числа циліндрів можна зменшити діаметр циліндра, поліпшити врівноваженість і рівномірність ходу двигуна, при цьому посилюється охолодження поршневої групи, при однорядному розташуванні циліндрів довжина двигуна трохи збільшується, а висота двигуна і його ширина зменшуються.

Число циліндрів двигуна Z, пов'язане безпосередньо з діаметром циліндра, визначається заданими розмірами двигуна, ступенем рівномірності крутного моменту, залежного від протікання робочого процесу і числа тактів, тепловою напруженістю поршневої групи, вимогами до врівноваження рухомих мас і значенням сил інерції цих мас, умовами виробництва двигунів (при великому числі циліндрів і меншому діаметрі знижується вартість виготовлення двигуна, особливо у випадку великосерійного виробництва); небезпекою збільшення крутильних коливань валу, можливістю пуску двигуна з будь-якого положення колінчастого валу.

Число циліндрів у виконаних конструкціях знаходиться в межах 1-24. Як правило, в однорядних конструкціях Z = 4 - 10, в багаторядних конструкціях 4-20. Зміна числа циліндрів (при даній потужності) впливає на механічний і індикаторний ККД двигуна. У багатоциліндрових конструкціях при збільшенні Z розміри циліндра і всього двигуна зменшуються, знижується також маса рухомих деталей, що дозволяє підвищити частоту обертання колінчастого вала без перевищення допустимих напружень в деталях. При визначенні розмірів циліндра використовують дані про знаходяться в експлуатації двигунах і результати дослідів на одноциліндрових установках.

1.2 Середня швидкість поршня і частота обертання

Одним з основних параметрів, що залежать від типу двигуна і його призначення, є швидкість поршня. Зі збільшенням середньої швидкості поршня підвищується теплова напруженість деталей двигуна (в першу чергу поршневої групи), збільшуються сили інерції, навантажувальне деталі кривошипно-шатунного механізму, а також знос підшипників колінчастого валу, гільзи, циліндра, підвищується швидкість газів в органах газорозподілу, внаслідок чого зростають гідравлічний опір в них.

У швидкохідних дизелях середня швидкість поршня лежить в межах 8-12 м / с.

Частота обертання п колінчастого валу сучасних двигунів становить 100-10000 об / хв і досягає в окремих випадках 12000 - 15000 об / хв і більше (малолітражні, гоночні автомобільні, мотоциклетні двигуни і т.д.).

Частота обертання вала стаціонарного двигуна, безпосередньо пов'язаного з електрогенератором, залежить від стандартного числа періодів змінного струму (50 періодів в секунду) при заданому числі пар полюсів електрогенератора. В останні роки спостерігається тенденція до відмови від значного підвищення частоти обертання двигунів. Підвищення частоти обертання дозволяє зменшити діаметр циліндра і хід поршня, і, отже, зменшити габарити двигуна і його вага. Однак при цьому зростають механічні втрати і сили інерції, зворотно-поступально рухомих мас, а, отже, підвищується знос двигуна. Частота обертання колінчастого вала є визначальною для моторесурсу двигуна. Тому число оборотів двигуна вибирають, виходячи з призначення та умов його роботи. Для автотракторних дизелів частоти обертання лежать в межах 1500 ... 3000 хв ^-

1.3 Діаметр циліндра і хід поршня

Діаметр циліндра впливає на теплові втрати в охолоджуючу рідину, теплову напруженість поршня і головки циліндра, навантаження на кривошипно-шатунний механізм і підшипники. Цей параметр пов'язаний безпосередньо зі швидкістю поршня і потужністю двигуна. У високооборотних двигунах значення S / D доцільно знижувати до певної межі для отримання помірної швидкості поршня, підвищення механічного ККД, зменшення розмірів в напрямку осі циліндра (особливо в двотактних двигунах) і підвищення жорсткості колінчастого валу. Зі зменшенням радіусу кривошипа збільшується перекриття шатунних і корінних шийок, крім того, знижується знос поршневих кілець. При менших S / D легше розмістити деталі механізму газорозподілу в кришці циліндра. Однак зі зменшенням S / D збільшується довжина двигуна. При цьому знос гільз майже не зменшується, так як він пропорційний частоті обертання валу і практично не залежить від ходу поршня. У двотактних двигунах з прямоточною схемою газообміну при низьких S / D погіршується якість процесу газообміну. Слід зазначити, що значення сил, що діють на вузли, визначаються більшою мірою діаметром циліндра і в меншій ходом поршня.

В існуючих конструкціях автотракторних дизелів S / D перебувати в межах 1,6 ... 0,85. Відношення ходу поршня до діаметру циліндра (S / D) є одним з основних параметрів, що визначають розміри і масу двигуна. Зменшення відносини S / D дозволяє збільшити число оборотів двигуна без зростання середньої швидкості поршня, підвищити коефіцієнт наповнення, знизити теплові втрати в охолоджуючу рідину, збільшити перекриття шатунних і корінних шийок, і тим самим, підвищувати жорсткість колінчастого валу. Однак при цьому збільшується довжина і вага рядного двигуна.

1.4 Довжина шатуна

Довжина шатуна L визначається зі співвідношення λ = R / L, де R-радіус кривошипа. При збільшенні R (укорочений шатун) зростає максимальний кут відхилення шатуна, що змушує в нижній частині циліндра робити вирізи, підвищується бічний тиск на стінку циліндра, у зв'язку з чим зростають втрати на тертя і крім того збільшуються сили інерції другого порядку, зменшується висота двигуна, вага двигуна і вага шатуна. Подовження шатуна дає зменшення кута нахилу, однак це призводить до збільшення його маси, а, отже, сил інерції.

1.5 Ступінь стиснення

Ступінь стиснення є одним з основних параметрів, від яких залежить економічність двигуна. Зі збільшенням ε збільшується індикаторний і ефективний ККД двигуна. Однак зростання ε обмежується зменшенням міцності деталей і зростанням механічних втрат в двигуні.

Ступінь стиснення ε в дизелях з безпосереднім упорскуванням зустрічається в межах 12 ... 18. Зі збільшенням ε збільшується індикаторний ККД, однак для двигунів з наддувом збільшується максимальний тиск циклу p _z. У автотракторних дизелях ступінь стиснення в основному визначається способом сумішоутворення і частотою обертання, вона також залежить від тиску наддуву.

1.6 Фази газорозподілу

Фази газорозподілу справляють істотний вплив на показники газообміну і якість робочого процесу.

У швидкохідних двигунах впускний клапан відкривається з випередженням 5-30 °, тобто до приходу поршня у ВМТ. Це забезпечує наявність деякого прохідного перерізу з самого початку такту впуску і збільшує час відкриття клапана. Закривається впускний клапан із запізненням 30-90 °, тобто після проходу поршнем НМТ. Це дозволяє використовувати інерційний натиск всмоктуваного повітря і поліпшити наповнення.

Випускний клапан, як правило, відкривається з випередженням 40-80 °, що значно зменшує роботу двигуна за час випуску. Закриття випускного клапана відбувається, як правило, із запізненням 5-45 °, що забезпечує кращу очищення камери згорання від випускних газів.

Оптимальні фази газорозподілу визначаються експериментально.

Враховуючи все вище сказане вибираємо три варіанти параметрів двигуна, результати якого наведені в таблиці

2. Опис конструкції і систем двигуна

2.1 Блок-картер

Блок картер для підвищення жорсткості і зменшення деформацій має ребра на бічних стінках, поперечних перегородках і на нижній плиті блоку циліндрів. Площина роз'єму картера опущена набагато нижче осі колінчастого вала. Знизу картер закривається легким піддоном, виштампувані з листової сталі. У піддон заливається масло для змащування тертьових деталей двигуна.

2.2 Головка циліндрів

Головка циліндрів являє собою цілісну відливку з низьколегованого сірого чавуну і кріпиться до блоку шпильками, укрученими до блоку. Шпильки виготовлені з хромоникельовой сталі і термічними оброблені. Для забезпечення відводу тепла головка циліндрів має водяну сорочку, що сполучається із сорочкою блоку.

Стик головки циліндрів і блоку ущільнюється прокладкою з окантовками циліндрових отворів і отворів для проходу охолоджуючої рідини.

Сідла випускних клапанів вставні, виготовлені зі спеціального жаротривкого чавуну і запресовані в гнізда з натягом 0,040 - 0,105 мм. Сідла і металокерамічні напрямні втулки клапанів остаточно обробляються після їх запресовування в голівку.

2.3 Гільзи циліндрів

Гільзи циліндрів відлиті з високоміцного чавуну, вставляються в розточення блок картера і притискаються по верхньому буртом головкою блоку. Між зовнішніми поверхнями гільз і стінками блоку утворюється порожнина охолодження, для ущільнення якої на кожній гільзі знизу встановлено два гумових кільця.

2.4 Механізм газорозподілу

Розподільний вал, штампований з вуглецевої сталі, з загартованими опорами і кулачками, розташований в розвалі блоку і обслуговує обидва ряди циліндрів. Обертання його здійснюється парою косозубих шестерень від переднього кінця колінчастого вала обмежується затятим фланцем.

Клапани приводяться через хитні роликові штовхачі, трубчасті штанги з запресованими в них наконечниками і коромисла з регулювальними гвинтами для встановлення теплового зазору. Рух від розподільного вала до толкателю передається через ролик, встановлений на голчастих підшипниках. З метою підвищення працездатності в штовхач запресована гартована п'ята з високоякісної сталі, що служить затятим підшипником для штанг. Кожен циліндр має два впускних і два випускних клапана, які виготовлені з жароміцної сталі і переміщуються у металокерамічних напрямних втулках. Пористі металокерамічні втулки забезпечують хорошу мастило пари втулка - клапан. На кожен клапан ставиться одна циліндрична пружина. Для кріплення пружин застосований спеціальний замок, що сприяє обертанню клапанів при роботі двигуна, що підвищує працездатність клапана.

2.5 Колінчастий вал

Колінчастий вал виготовлений гарячим штампуванням зі сталі. Перший і четвертий кривошипи розташовані під кутом 180 в площині, перпендикулярної до площини другого і третього кривошипів, зміщених щодо один одного теж на 180. До заднього торця колінчастого валу кріпиться болтами чавунний маховик, який фіксується на валу двома прізоннимі штифтами.

2.6 Шатун

Шатуни двотаврового перерізу штампуються зі сталі. Поршневий підшипник шатуна представляє собою дві запресовані в його верхню головку втулки з антифрикційної бронзи. Масло для змащення підшипника підводиться від кривошипного підшипника по каналу в стержні шатуна.

2.7 Поршень

Поршні відливаються з висококремнистою алюмінієвого сплаву. З шатуном поршень з'єднується пальцем плаваючого типу, який охороняється від осьового зміщення стопорними пружинними кільцями. Три компресійних кільця трапецеідального перетину і одне маслос'емноє розташоване у верхній частині поршня.

2.8 Система змащення

Система змащення змішана з мокрим картером. Масло засмоктується з піддону через заборник і усмоктувальну трубку шестерним насосом, що складається з двох секцій: основний і радіаторних.

Основна (нагнітальна) секція насоса подає масло в систему через послідовно включений фільтр грубого очищення, в корпусі якого встановлений клапан. Коли різниця тисків до і після фільтру при його забрудненні досягає 0,2 - 0,25 МПа, клапан відкривається і частина неочищеної олії безпосередньо подається в масляну магістраль.

З фільтра грубої очистки масло надходить до центрального масляний канал, а звідти по каналах в блоці - до підшипників колінчастого і розподільного валів. Від підшипників колінчастого валу через систему каналів у колінчатому валу і шатуні масло подається до підшипників верхньої голівці шатуна. Від розподільного валу масло пульсуючим потоком спрямовується у вісь штовхачів, звідки по каналах штовхачів, порожнинах штанг і коромисел надходить до всіх трущимся парам приводу клапанів. Під тиском змащується також підшипник проміжної шестерні приводу масляного насоса. Шестерні привода агрегатів, кулачки розподільного вала, підшипники кочення, гільзи циліндрів змащуються розбризкуванням.

Відцентровий фільтр тонкого очищення масла включений паралельно після фільтра грубої очистки і пропускає до 10% масла, що проходить через систему змащення. Очищене масло зливається в піддон.

Радіаторна секція подає масло до встановленого на машині радіатора; охолоджене в радіаторі масло зливається в піддон.

Основна секція насоса забезпечена редукційним клапаном, перепускає масло в піддон при тиску на виході з насоса більше 0,75 - 0,8 МПа. Запобіжний клапан радіаторної секції відкривається при тиску на виході з насоса 0,08 - 0,12.

2.9 Система харчування

Система харчування складається: паливний насос високого тиску, трубопроводи високого тиску, форсунки.

Паливний насос восьміплунжерний, розміщений між рядами циліндрів. Його привід здійснюється муфтою з автоматичним регулюванням випередження впорскування палива. Паливо проходить два ступені очищення - фільтри грубої і тонкої очистки. Паливні форсунки закритого типу зміщені відносно осі циліндра для підвищення термічної міцності перемичок головки між клапанами.

2.10 Система охолодження

Масляний насос двосекційний, шестерний з приводом від колінчастого валу. Охолодження масла та охолоджуючої рідини здійснюється за допомогою радіатора і шестилопатевими вентилятора, який приводиться в рух від колінчастого валу шестернями

3. Розрахунок робочого процесу

Розрахунок робочого процесу був виконаний за допомогою ЕОМ на кафедрі ДВЗ, по нижчеприведений нижче методикою.

3.1 Методика розрахунку робочого процесу

3.1.1 Допоміжні розрахунки

Зміна обсягу циліндра залежно від кута повороту кривошипа

,

де робочий об'єм циліндра

;

обсяг камери стиснення

;

відносне переміщення поршня

;

переміщення поршня

;

зміна надпоршневому обсягу

Теоретично необхідну кількість повітря для спалювання 1 кг палива

,

де C, H, O - об'ємна частка в паливі відповідно вуглецю, водню і кисню;

- Об'ємна частка кисню в повітрі.

Склад продуктів згоряння

вуглекислий газ

;

водяний пар

;

азот

;

кисень

;

Кількість продуктів згоряння

.

Теплоємність продуктів згоряння

,

де ,

.

Хімічний коефіцієнт молекулярного зміни

.

Орієнтовний вибір тиску перед клапанами і протитиску на випуску.

При системі газотурбінного наддуву при PT = const потрібне значення середнього ефективного тиску при заданій потужності буде:

,

тоді потрібне тиск перед клапанами

,

де орієнтовно можна прийняти: ефективний ККД дизель

я 0,35-0,37, коефіцієнт наповнення за параметрами перед клапанами дизеля 0,97-0,98, температура повітря перед клапанами дизеля (після проміжного охолодження) .

ступінь підвищення тиску в нагнітач

,

де - Тиск навколишнього середовища;

втрати тиску в повітроохолоджувачі;

втрати тиску у повітряному фільтрі;

Потрібне тиск у випускному колекторі знаходимо з рівняння Рато

де тиск газів за турбіною,

температура навколишнього середовища,

показник адіабати для повітря,

показник адіабати для газу,

ККД турбокомпресора.

3.1.2 Спрощений розрахунок наповнення

У першому наближенні умовне середній тиск в циліндрі двигуна при наповненні

,

де .

Тиск в кінці наповнення

.

Підігрів заряду внаслідок перетворення кінетичної енергії потоку в теплоту при гальмуванні і поджатия робочого тіла від до .

.

Підігрів заряду при наповненні

.

Коефіцієнт наповнення

,

де x = 1,0 і m = 1,4.

Середнє прохідний перетин впускних клапанів на ділянці від

.

Функція витрати для ділянки наповнення

,

де ;

потенційний заряд циліндра

.

Уточнення значення .

Знаючи, що функція

,

визначаємо і тоді . Якщо прийняте значення збігається з отриманим в кінці розрахунку, то розрахунок можна закінчити. у противному випадку його слід повторити зі значенням , Отриманими в кінці розрахунку.

Коефіцієнт залишкових газів

,

де температура залишкових газів.

Кількість робочої суміші

.

Кількість робочого тіла в циліндрі наприкінці наповнення

.

Повний обсяг циліндра

.

Температура робочого тіла в кінці наповнення

3.1.3 Визначення параметрів робочого тіла в кінці процесу стиснення

Значення коефіцієнтів у рівняннях для теплоємності на ділянці стиснення визначають за такими залежностями:

Для визначення температури робочого тіла в кінці стиснення задаються показником адіабати стиснення і визначають її першому наближенні

,

і уточнюють показник адіабати

.

Якщо прийняте значення збігається з отриманим в кінці розрахунку, то розрахунок процесу стиснення можна вважати завершеним. В іншому випадку розрахунок процесу слід повторити зі значенням , Отриманими в кінці розрахунку. Тиск робочого тіла в кінці стиснення

де Мс = Ма - кількість робочого тіла в кінці процесу стиснення.

3.1.4 Визначення параметрів робочого тіла в кінці "видимого" горіння

Повний коефіцієнт молекулярного зміни

Максимальний тиск циклу звичайно приймається ступінь підвищення тиску при згорянні 1,3 - 1,4. Тоді

Рz = рс.

Питома ентальпія робочого тіла в кінці "видимого" ділянки згоряння (точка z)

де - Коефіцієнт ефективного виділення теплоти; QН - нижча теплота згоряння одиниці маси палива. Температура робочого тіла в точці Z

.

Кількість робочого тіла в точці Z

.

Об'єм робочого тіла в точці Z

.

Попередня ступінь розширення робочого тіла

.

3.1.5Определеніе параметрів робочого тіла в кінці процесу розширення

Ступінь подальшого розширення робочого тіла

,

де Ve - обсяг циліндра в момент відкриття випускних клапанів.

Постійна величина

,

де We - відносні втрати теплоти від газів в стінки.

Задаємося середнім показником політропи розширення np і визначаємо температуру робочого тіла до моменту відкриття випускних клапанів

.

Питома внутрішня енергія в точці е

Уточнене значення

Кількість робочого тіла в точці тобто

Ме = Мz.

Тиск робочого тіла в точці тобто

3.1.6 Індикаторні показники двигуна

Повна ступінь подальшого розширення

Середнє індикаторне тиск

де m - коефіцієнт повноти діаграми; nC = КС - прийняте умова розрахунку процесу стиснення. Індикаторна робота

Індикаторна потужність

Індикаторний ККД

Питома індикаторний витрата палива

Середній тиск насосних ходів.

рНХ = Рср-РR.

Робота насосних ходів

Lнх = рНХ Vh.

Потужність насосних ходів

Частка насосних ходів

3.1.7 Ефективні показники двигуна

Середня швидкість поршня

Середній тиск, еквівалентну роботі на подолання опорів у механізмах двигуна,

Робота на подолання опорів у механізмах двигуна

LМД = РМД Vh.

Потужність на подолання опорів у механізмах двигуна

Частка роботи на подолання опорів у механізмах двигуна

Середнє ефективне тиск

Ефективний ККД

Ефективна робота двигуна

Lе = ре Vh.

Ефективна потужність двигуна

Механічний ККД двигуна

.

Питома ефективна витрата палива

Часовий витрата палива

Циклова подача палива

3.1.8 Показники турбіни і нагнітача

Секундний витрата палива

Хімічна теплота палива

Тепловідвід від газів в стінки

Ентальпія надходить у двигун палива

де сР - теплоємність палива.

Секундний витрата повітря через двигун

Теплоємність надходить в циліндр повітря

Ентальпія повітря, що надходить у циліндри двигуна

Ентальпія газів, що виходять з циліндрів двигуна

Кількість випускних газів

Питома ентальпія випускних газів

Сумарний коефіцієнт надлишку повітря у випускному колекторі

Коефіцієнти при мольних теплоємність для газів у випускному колекторі

Температура газів у випускному колекторі

Температура робочого тіла після нагнітача

, Де

Теплоємність повітря після нагнітача

Ентальпія повітря після нагнітача

Теплота, що відводиться в повітроохолоджувачі,

.

Теплоємність повітря на вході в нагнітач

Ентальпія повітря на вході в нагнітач

Потужність, споживана нагнітачем,

.

Ентальпія відпрацьованого в турбіні газу

Питома ентальпія відпрацьованого в турбіні газу

Температура відпрацьованих газів

Потрібних внутрішній ККД газової турбіни

Внутрішня потужність турбіни

Механічний ККД турбокомпресора

Розрахунок робочого процесу був проведений за допомогою ЕОМ на кафедрі ДВЗ, за методикою наведеною вище, результати розрахунку представлені в таблиці. В результаті виконання комплексного проекту були також виконані розрахунки робочого процесу для двох інших двигунів з іншими конструктивними параметрами, в результаті аналізу отриманих результатів був обраний робочий процес наведений в пояснювальній записці студента Михайленко О.

Висновок

Був сконструйований двигун на базі дизеля ЯМЗ-238, потужністю Ne = 400 кВт при частоті обертання колінчастого валу n = 2100 хв .

Був проведений розрахунок робочого процесу, були отримані такі ефективні показники: ефективний ККД - питома ефективним витрата палива-

Був проведений динамічний розрахунок, розрахунок показав, що всі динамічні реакції не перевищують допустимих рівнів, а ступінь нерівномірності обертання колінчастого валу не перевищує допустимої.

Був виконаний розрахунок деталей шатунно-поршневої групи, в результаті було встановлено, що всі напруження, деформації та запаси міцності лежать в допустимих межах, що є запорукою надійного і довговічної роботи дизеля.

У результаті виконаного спецзавдання, для даного дизеля була спроектована чотирьох клапанна головка циліндрів і поршень з масляним охолодженням.

Список використаної літератури

1. Методичні вказівки до курсової роботи "Динамічний розрахунок кривошипно шатунного механізму двигуна" за курсом "Динаміка ДВС". / Укл. Ф.І. Абрамчук, І.Д. Васильченко, П.П. Міщенко. - Харків: ХПІ, 2000. - 62 с.

2. Методичні вказівки по динамічному розрахунку кривошипно-шатунного механізму двигуна на ЕОМ. / Сост.Я.І. Драбкін, П.П. Міщенко. - Харків: ХПІ, 1997.

3. Пільов В.О. Автоматизоване проектування поршнів швідкохідніх дізелів Із завдання рівнем трівалої міцності: Монографія І я. - Харків: Видавничий центр НТУ "ХПІ", 2001. - 332 с.

4. Є.Я. Тур, К.Б. Серебряков, Л.А. Жолобов "Пристрій автомобіля" М.: Машинобудування 2001р.

Додаток

Оцінка бажаності конструкції

Для оцінки перспективності спроектованого тракторного дизеля порівняємо його техніко-економічні показники з показниками кращих світових аналогів. Таке порівняння наведено в таблиці

Табліца.1. Техніко-економічних показники автомобільних дизелів.

Техніко-економічні показники автомобільних дизелів

Для оцінки перспективності спроектованого тракторного дизеля порівняємо його техніко-економічні показники з показниками кращих світових аналогів. Таке порівняння наведено в таблиці.

Таблиця

Техніко-економічних показники автомобільних дизелів.