Министерство образования Республики Беларусь

Белорусская государственная политехническая академия

Автотракторный факультет

Кафедра "Двигатели внутреннего сгорания"

гр. 301316 / 139

Тракторный дизель

Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине "Проектирование систем двигателей внутреннего сгорания"

Исполнитель Раскоша Д.А.

Руководитель Русецкий И.К.

Минск 2002

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

Расчет рабочего цикла двигателя

Расчет динамики двигателя

Расчет деталей кривошипно-шатунного механизма

Расчет деталей газораспределительного механизма

Расчет системы питания

Расчет системы смазывания

Расчет системы охлаждения

Расчет системы пуска

Заключение

Литература

1. ВВЕДЕНИЕ

Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) широко применяются во всех областях народного хозяйства и являются практически единственным источником энергии в автомобилях.

Первый поршневой ДВС был создан французским инженером Ленуаром. Этот двигатель работал по двухтактному циклу, имел золотниковое газораспределение, посторонний источник зажигания и потреблял в качестве топлива светильный газ.

Двигатель Ленуара представлял собой крайне несовершенную топливную установку, неконкурентоспособную даже с паровыми машинами того времени.

В 1870 г. немецким механиком Н.Отто был создан четырехтактный газовый двигатель, работавший по предложенному французским инженером Бо де Рошем циклом со сгоранием топлива при постоянном объеме. Этот двигатель и явился прообразом современных карбюраторных двигатель.

Бензиновый двигатель транспортного типа впервые в практике мирового двигателестроения был предложен русским инженером И.С. Костовичем. В двигателе было использовано электрическое зажигание.

В 90-х годах XIX века началось развитие дизелей. Немецким инженером Р.Дизелем был разработан рабочий цикл двигателя, а в 1897 г. Р.Дизель построил первый образец работоспособного стационарного компрессорного двигателя. Но он не получил широкого распространения из-за конструктивного несовершенства. Внеся ряд изменений в конструкцию двигателя Р.Дизеля, русские инженеры создали образцы двигателей, получивших признание в России и за рубежом.

Первые образцы бескомпрессорных дизелей были разработаны русским инженером Г.В.Тринклером и построены в России. Особое внимание привлекала конструкция бескомпрессорного дизеля для трактора, разработанная русским изобретателем Я.В.Маминым.

Дальнейшее развитие двигателестроения сопровождается непрерывным интенсивным улучшением их технико-экономических показателей, увеличением моторесурса и снижением их металлоемкости.

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

2.1. Определение параметров конца впуска

Давление газов в цилиндре:

где Р₀ - давление окружающей среды, МПа

Р₀ = 0,1 МПа [2, стр. 96];

- действительная степень сжатия

= 16 [по заданию];

- коэффициент наполнения

= 0,85 [1, стр. 8];

Т₀ - температура окружающей среды, К

Т₀ = 293 К [2, стр. 96];

_? t - величина подогрева свежего заряда, К

_? t = 20 К [2, стр. 97];

Р_r - давление остаточных газов, МПа

Р_r = 1,05Р₀ [2, стр. 43]

Р_r = 1,05 ? 0,1 = 0,105 МПа.

Коэффициент остаточных газов:

где - температура остаточных газов, К

= 750 К [1, стр. 7]

Температура газов в цилиндре:

2.2. Определение параметров конца сжатия

Давление газов в цилиндре:

где n₁ - показатель политропы сжатия

n₁ = 1,37 [1, стр. 9].

Температура газов в цилиндре:

2.3. Определение параметров конца сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания топлива:

где g_c, g_н, g₀ - элементарный состав топлива в долях кг, соответственно углерода, водорода и кислорода.

g_c = 0,86; g_н = 0,13; g₀ = 0,01 [1, стр. 7]

Количество свежего заряда в цилиндре двигателя (на 1 кг топлива):

где - коэффициент избытка воздуха

= 1,55 [по заданию]

Количество продуктов сгорания:

Химический коэффициент молекулярного изменения:

.

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

.

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда:

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

.

Температура в конце сгорания:

где - коэффициент использования теплоты

= 0,75 [1, стр. 10];

h_u - низшая теплота сгорания топлива

h_u = 42500 кДж / кг [1, стр. 14];

? - степень повышения давления

? = 1,6 [1, стр. 11].

Из последнего уравнения определяем Т_z:

Давление в конце сгорания:

Степень предварительного расширения:

Степень последующего расширения:

2.4. Определение параметров конца расширения

Давление в конце расширения:

где n₂ - показатель политропы расширения

n₂ = 1,25 [1, стр. 10]

Температура в конце расширения:

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

Относительная ошибка составляет:

что допустимо.

2.5. Определение параметров, характеризующих цикл в целом

Среднее индикаторное давление теоретической диаграммы:

Действительное среднее индикаторное давление:

где ? - коэффициент полноты индикаторной диаграммы

? = 0,95 [1, стр. 11]

P_i = 0,95 ? 0,912 = 0,866 Мпа

Индикаторный КПД:

где l_o - теоретическая масса воздуха, необходимая для сгорания 1 кг топлива:

;

?_k - плотность заряда на впуске:

где R_b - удельная газовая постоянная воздуха

R_b = 287 Дж / (кг град) [2, стр. 45]

Удельный индикаторный расход топлива:

2.6. Определение параметров, характеризующих двигатель в целом

Среднее эффективное давление:

где ?_м - механический КПД

?_м = 0,75 [1, стр. 11]

Удельный эффективный расход топлива:

Эффективный КПД:

2.7. Определение основных размеров двигателя

Рабочий объем (литраж) двигателя:

где ? - тактность двигателя, ? = 4;

N_e - эффективная мощность

N_e = 46 кВт [по заданию]

n - частота вращения коленчатого вала,

n = 1700 об/мин [по заданию]

Рабочий объем одного цилиндра:

где i - число цилиндров

Диаметр цилиндра:

где S/D - отношение хода поршня к диаметру цилиндра

S/D = 1,1 [по заданию]

Принимаем D = 110 мм

Ход поршня:

Принимаем S = 125 мм

Действительный литраж двигателя:

Мощность, развиваемая при принятых размерах:

Литровая мощность:

.

Принимаем: D = 110 мм; S = 125 мм

Действительный литраж двигателя:

Мощность:

Литровая мощность:

Часовой расход топлива:

Средняя скорость поршня:

Часовой расход топлива:

Средняя скорость поршня:

2.8. Построение индикаторной диаграммы

Масштабы диаграммы:

Масштаб хода поршня М_s = 1:1 (мм в мм)

Масштаб давлений М_р = 0,04:1 (МПа в мм)

Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:

АВ = S / M_s; AB = 125 / 1 = 125 мм;

Максимальная высота диаграммы (точки Z и Z) и положение точки Z по оси абсцисс:

ZZ = OA?(? - 1)

ZZ = 8,3(1,5 - 1) = 4,15 мм

Ординаты характерных точек:

Построение политроп сжатия и расширения проводится графическим методом:

а) для луча ОК принимаем угол ? = 15?;

б) t_g ?₁ = (1 + t_g ?)ⁿ¹ - 1;

t_g ?₂ = (1 + t_g ?)ⁿ² - 1;

t_g ?₁ = (1 + t_g 15)^1,25 - 1 = 0,345

?₁ = 19?;

t_g ?₂ = (1 + t_g 15)^1,37 - 1 = 0,384

?₂ = 21?.

в) используя лучи ОМ и ОК строим политропу сжатия, начиная с точки С;

г) используя лучи ОN и ОК строим политропу расширения, начиная с точки Z.

Скругление индикаторной диаграммы производим с учетом предварения открытия выпускного клапана и угла опережения впрыска топлива.

Для двигателя Д - 244

Угол опережения открытия выпускного клапана ? = 56 ?

Угол опережения впрыска топлива ? = 17 ?

Получаем точки b и d.

Величина отрезка ОO₁:

где L - длина шатуна

L = 230 мм [1, стр. 31]

Положение точки С определяется из выражения:

Точка Z лежит на линии ZZ ориентировочно вблизи точки Z

Точка b находится на середине расстояния ba.

Проводим плавные кривые dc изменения линии сжатия в связи с опережением впрыска и bb изменения линии расширения в связи с предварением открытия выпускного клапана.

Проводим линии впуска и выпуска.

В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму r a a d c z b b r.

Пользуясь построенной индикаторной диаграммой, учитывая масштаб M_p заполняем таблицу 1 (см. стр. ).

3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

3.1. Определение величины безразмерного параметра К.Ш.М.

Величина ? вычисляется по формуле:

где ? - длина радиуса кривошипа

? = 0,0625 м [1, стр. 31]

L - длина шатуна

L = 0,230 м [1, стр. 31]

Принимаем ? = 1 / 3,6.

3.2. Вычисление и построение графика силы давления газов на поршень

Величины сил давления газов на поршень определяем графическим способом. Для этого используем построенную индикаторную диаграмму, которая может служить графиком газовой силы, если ось абсцисс сместить вверх на величину Р₀ и вычислить масштаб газовой силы по формуле:

,

где М_р - масштаб давлений, принятых при построении индикаторной диаграммы.

М_р = 0,04 МПа / мм;

F_p - площадь поперечного сечения цилиндра,

F_p = ?D²/4,

Остается только построить этот график из координаты S в координату по ? град. Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленчатого вала осуществляем по методу Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой на горизонтальном участке АВ, равном по длине ходу поршня S, в масштабе M_s описывается полуокружность с центром в середине отрезка АВ (точка О). От центра О на горизонтальном диаметре АВ в том же масштабе M_s откладывается вправо отрезок ОO₁ (поправка Брикса), равный по величине

Полуокружность разбивается на равные части через 30 ?. Для определения пути, пройденного поршнем при повороте кривошипа на угол ?, через точку О₁ проводится под углом ? к горизонтали луч до пересечения ею с полуокружностью. Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные величины давлений откладывают на вертикали соответствующих углов ?. Развертку индикаторной диаграммы начинают с ВМТ в процессе хода впуска. Далее соединяют полученные точки плавной кривой (в координатах Р - ?) и получают развернутую индикаторную диаграмму с масштабом M_р, а если полученные ординаты умножить на масштаб M_рг, то имеем график газовых сил. Пользуясь этим графиком, учитывая масштаб M_рг, заполняется таблица 1.

3.3. Определение масс деталей поршневой и шатунной групп

Для вычисления силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс и центробежной силы инерции вращающейся части массы шатуна необходимо знать массы деталей поршневой (m_п) и шатунной (m_ш) групп.

Масса поршневой группы:

где m_п - удельная масса поршня,

Для поршня из алюминиевого сплава принято m_п = 250 кг/м² [1, стр. 35]

Масса шатуна:

,

где m_ш - удельная масса шатуна,

m_ш = 350 кг/м² [1, стр. 35]

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

Масса шатуна, сосредоточенного на оси шатунной шейки кривошипа:

Масса кривошипно-шатунного механизма, совершающая возвратно-поступательное движение:

3.4. Вычисление сил инерции КШМ

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс КШМ вычисляется по формуле:

где ? - угловая скорость, вычисляется:

для ? = 30 ?

Значение тригонометрического многочлена (cos? + ?cos2?) выбирается из таблицы 2.4 [1, стр. 36]

Результаты расчета силы инерции для всех значений ? сведены в табл. 1. Используя ее строится график силы инерции P_j, в масштабе М_рг.

3.5. Вычисление и построение графика суммарной силы, действующей вдоль оси цилиндра

Суммарная сила Р_?, действующая на поршневой палец по направлению оси цилиндра, вычисляется алгебраическим сложением газовой силы Р_г и силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Р_j. При исчислении величины силы Р_? для различных значений угла пользуются данными табл. 1.

Результаты вычислений сведены в табл. 1 с помощью которой строится график силы Р_? = f(?) на той же координатной сетке и в том же масштабе М_рг, что и графики сил Р_г и Р_j.

3.6. Вычисление и построение графика суммарной тангенциальной силы

Суммарная тангенциальная сила Т_? действующая на шатунную шейку кривошипа и создающая на валу двигателя крутящий момент, вычисляется по формуле:

Значения тригонометрического многочлена, входящего в формулу, для различных значений ? выбираем из таблицы 2.5 [1, стр. 38]

Для ? = 30 ?

Значение силы Р_? (с учетом знака) берутся из табл.1.

Результаты вычислений силы Т_? заносятся в табл. 1. По этим данным на новой координатной сетке строится график суммарной тангенциальной силы

Т_? = f(?).

Масштабы графика Т_? = f(?):

Масштаб силы М_рг = 379,9 н/мм

Масштаб угла поворота кривошипа М_? = 2,5 град/мм

3.7. Вычисление и построение графика суммарной нормальной силы

Суммарная нормальная сила К_?, действующая на шатунную шейку кривошипа по направлению его радиуса определяется по формуле:

Значение тригонометрического многочлена, входящего в расчетную формулу, для различных значений ? выбирается по таблице 2.6 [1, стр. 22]

Для ? = 30 ?

Результаты вычислений силы К_? заносятся в таблицу 1. По этим данным строится график суммарной нормальной силы К_? на той же координатной сетке и в том же масштабе, что и график суммарной тангенциальной силы Т_?.

3.8. Построение графика крутящего момента двигателя. Определение среднего эффективного момента

График суммарной тангенциальной силы является одновременно и графиком индикаторного крутящего момента одного цилиндра двигателя М_кр = = f(?), но в масштабе:

;

Период изменения крутящего момента дизеля с равными интервалами между вспышками:

где і - число цилиндров (і = 4).

?.

График строится следующим образом:

График силы Т_? делится по длине на 4 части, которые переносятся в прямоугольные координаты М_кр - ? на угловом интервале ? и выполняют их сложение с учетом знаков ординат.

Масштабы графика:

Масштаб момента М_м = 10 Нм/мм;

Масштаб угла поворота М_? = 1 град/мм.

Чтобы определить величину среднего индикаторного крутящего момента двигателя ?М_{кр ср.} планеметрированием определяем величину площади F графика ?М_кр, делим на длину графика ? (в мм) и результат умножаем на масштаб, т.е.:

где F - площадь, заключенная под кривой М_кр

F = 6000 мм²;

L - длина графика,

L = 180 мм

Эффективный крутящий момент двигателя:

Эффективный момент по данным теплового расчета:

Ошибка расчета составляет:

что допустимо [1, стр. 45]

3.9. Построение полярной диаграммы сил, действующих на шатунную шейку

Результирующая сила R_шш, нагружающая шатунную шейку кривошипа, определяется как геометрическая сумма сил Т_?, К_? и К_?ш

Т.к. геометрическая сумма сил Т_? и К_? равна силе S_?, действующей вдоль оси шатуна, то выражение для силы R_шш можно записать в виде:

Поскольку сила К_?ш при n = const постоянна по величине и всегда направлена по радиусу кривошипа, построение полярной диаграммы силы R_шш начинают с построения полярной диаграммы сил S_?. Оно сводится к графическому сложению векторов сил К_? и Т_? в прямоугольных координатах К_? - Т_?. Причем за положительное направление оси К_? берется направление вниз от начала координат, а оси Т_? - вправо. Полученные точки соединяются плавной непрерывной линией.

Далее из точки "0" отлаживается вниз по оси величина вектора силы К_?ш и получается, таким образом, новый полюс О_ш. Относительного этого полюса построенная кривая представляет собой полярную диаграмму результирующих сил R_шш, действующих на шатунную шейку, ориентированного относительно неподвижного кривошипа, фиксированного в ВМТ.

При построении полярной диаграммы пользуются масштабом:

М_Т = 408 Н/мм

4. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

4.1. Расчет деталей поршневой группы

Поршневая группа двигателя включает поршень, поршневой палец, поршневые кольца и детали крепления пальца (стопорные кольца, грибки).

4.1.1. Расчет поршня

Исходные данные:

Диаметр цилиндра D = 110 мм;

Максимальное давление сгорания Рz_max = 6,57 МПа;

Максимальная нормальная сила N_max = 2881 Н;

Масса поршневой группы m_пг = 2,38 кг;

Максимальная частота вращения холостого хода n_max = 1850 мин^-1;

Высота поршня Н = 125 мм;

Высота юбки поршня h_ю = 72 мм;

Радиальная толщина кольца t = 5,0 мм;

Радиальный зазор кольца в канавке _?t = 0,75 мм;

Высота верхней межкольцевой перемычки h_п = 5,05 мм;

Число масляных каналов n_м = 10;

Диаметр масляных каналов d = 2,5 мм.

Материал поршня - алюминиевый сплав,

;

Материал гильзы - чугун специальный,

.

Рис.4. Расчетная схема поршня.

Определяем площадь сечения А - А.

;

где

Максимальная сжимающая сила:

Напряжение сжатия:

Максимальная угловая скорость холостого хода:

Масса поршневой головки с кольцами, расположенными выше сечения

А - А:

Максимальная разрывающая сила:

Определяем напряжение разрыва:

Определяем напряжение в верхней межкольцевой перемычке.

Напряжение среза:

Напряжение изгиба:

Суммарное (третья теория прочности):

Определяем удельное давление поршня на стенки цилиндра:

Диаметры головки и юбки поршня в холодном состоянии:

где ?_г и ?_ю - соответственно теоретические диаметральные зазоры для верхнего и нижнего торцов поршня.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

где Т_ц 380 ? К (температура стенок цилиндров).

Т_г - температура головки поршня.

Т_г = 473...723 ? К 490 ? К

Т_ю - температура юбки поршня.

Т_ю 420 ? К.

4.1.2. Расчет поршневого кольца

Кольца чугунные, СЧ20.

Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра:

где Е = 1?10⁵ МПа - модуль упругости материала поршневого кольца (СЧ20);

Ж - раствор замка (разность зазоров в замке кольца в свободном его состоянии и min допускаемого).

?_пк - радиальная толщина кольца S_пк = 4,5 мм

У_max = 1,6...1,8.

Давление кольца на стенку цилиндра в любой точке:

Р_? - сводим в таблицу.

Форма кольца в свободном состоянии, обеспечивающая требуемый характер распределения давления:

где r_м - средний радиус кольца.

Рис. 5. Эпюра радиального Рис. 6. Форма поршневого кольца

Давления по окружности цилиндра. в свободном состоянии.

Результаты расчета сводим в таблицу.

Таблица 4.

Максимальное напряжение, возникающее при изгибе кольца в рабочем состоянии в его поперечном сечении против замка:

Допускаемые напряжения:

Максимальное напряжение при разведении замка в процессе надевания кольца на поршень:

где К = 1,57 - коэффициент, зависящий от способа приложения усилий к кольцу при надевании его на поршень.

Монтажный зазор ?з в прямом замке холодного кольца:

где - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя:

Принято

- коэффициент линейного расширения материалов кольца и цилиндра.

- температура кольца;

- температура гильзы;

- начальная температура.

4.1.3. Расчет поршневого пальца

Материал - сталь 12 ХНЗА, HRC = 56...62

Размеры пальца:

Наружный диаметр: d_н = 40 мм;

Внутренний диаметр: d_в = 24 мм;

Длина пальца: L_п = 90 мм;

Длина поршневой головки шатуна: L_пг = 37 мм;

Расстояние между торцами бобышек: L_бп = 43 мм.

Сила инерции, действующая на поршневой палец:

Сила давления газов, действующая на поршневой палец:

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

где k = 0,72 - коэффициент зависящий от массы пальца (0,68...0,8).

Удельное давление на втулку поршневой головки шатуна:

Удельное давление на бабышки поршня:

Допускается Р_б = 15...50 МПа.

Напряжение в среднем сечении пальца при его изгибе:

где ? = 0,6 = d_b / d_п = 24 / 40 =0,6

Касательные напряжения в сечениях между бабышками и головкой шатуна при срезе:

Максимальная диаметральная деформация пальца при овализации:

где К - поправочный коэффициент.

Е = 2,2?10⁵ - модуль упругости материала пальца (сталь).

Напряжения от деформации пальца:

Точка 1.

Точка 2.

Точка 3.

Точка 4.

На основании полученных значений напряжений строим их эпюру.

Рис. 7. Эпюра напряжений при овализации пальца: а) на внутренней поверхности; б) на внешней.

Монтажный зазор между пальцем и бобышками поршня:

где а_пп = 11?10^-6 1/ ?С, а_п = 22?10^-6 1/ ?С.

_?t_пп = 105 ?С, _?t_п = 125 ?С

принимаем равной 0,04 мм

Для облегчения сборки пальца с поршнем, последний следует прогревать.

4.2. Расчет деталей шатунной группы

4.2.1. Расчет шатуна

Исходные данные:

Максимальное давление сгорания: Рz_max = 6,57 МПа;

на режиме n = 1700 мин^-1, при ?_з = 370 ? ПКВ.

Масса поршневой группы: m_пг = 2,544 кг;

Масса шатунной группы: m_ш = 2,7 кг;

Максимальная частота вращения холостого хода: n_ххmax = 1850 мин^-1;

Ход поршня: S = 125 мм;

Длина поршневой головки: L_пг = 37 мм;

Диаметр шатунной шейки: d_шш = 68 мм;

Длина кривошип. головки: L_кг = 40 мм;

Высота двутаврового сечения в центре масс шатуна: h_ш = 36 мм;

Ширина двутаврового сечения в центре масс: b_ш = 24 мм.

Шатун изготовлен из углеродистой стали 40Х.

Е_ш = 2,2?10⁵ МПа;

Е_в = 1,15?10⁵ МПа;

а_в = 18?10^-6 1/ ?С;

а_г = 11?10^-6 1/ ?С.

Для стали 40Х выбираем:

Предел прочности ?_в = 980 МПа;

Предел усталости:

при изгибе ?_-1 = 350 МПа;

при растяжении ?_-1р = 300 МПа;

предел текучести ?_т = 800 МПа;

Коэффициент приведения цикла:

при изгибе - а_? = 0,21;

при растяжении а_? = 0,17.

Расчет поршневой головки.

Поршневая головка во время процессов впуска и выпуска подвергается растяжению силами инерции Р_J и сжатию силой Р_Z - P_Jпг (Р_Jпг - сила инерции деталей поршневой группы).

Рис.8. Расчетная схема шатуна.

Для случая изгиба:

Для случая растяжения-сжатия:

Максимальное напряжение растяжения в сечении І - І:

где

где m_вг = 0,075, m_ш = 0,075?2,7 = 0,203 кг.

?_гш = 7 мм.

Среднее значение и амплитуда напряжения:

то запас прочности определяем по пределу усталости:

где

(т.к. не имеется резких переходов)

К_F = 0,72 - чистовое растачивание

К_d = 0,8

Напряжения в поршневой головке от запрессовки втулки определяются при натяге посадки втулки, ? = 0,05 мм:

температурном натяге:

где ?t = 110 ?C - степень подогрева.

суммарном натяге:

Удельное давление на поверхности соприкосновении втулки с головкой:

где d_г = 57 мм - наружный диаметр головки,

d = 43 мм - внутренний диаметр головки,

d_н = 40 мм - внутренний диаметр втулки,

М = 0,3 - коэффициент Пуассона.

Напряжения на внешней внутренней поверхностях поршневой головки от действия суммарного натяга определяем по формулам Ламе:

Расчет поршневой головки на изгиб:

Максимальная сила, растягивающая головку:

Нормальная сила и изгибающий момент в сечении

где - угол заделки.

где - средний радиус головки.

Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений, расположенных под углом ? определяем по следующим формулам:

Для ? от 0 до 90 ?

Для ? от 90 ? до ?₃

(?₃ = 120 ? - угол заделки)

Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностях по формулам:

где коэффициент b = Е_г ? F_г / (Е_г ? F_г + Е_в ? F_в)

F_г, F_в - площадь сечения стенок головки и втулки.

Результаты расчетов сводим в таблицу. Таблица 5

Рис. 9. Эпюра напряжений во внутреннем и внешнем волокнах поршневой головки шатуна при растяжении.

Рис. 10. Эпюра напряжений во внутреннем и внешнем волокнах

поршневой головки шатуна при сжатии.

Суммарная сила, сжимающая головку:

Нормальная сила и изгибающий момент в сечении .

Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений, расположенных под углом ? к вертикальной плоскости

где

Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностей:

Результаты вычислений сводим в таблицу.

Таблица 6.

Расчет стержня шатуна.

Стержень шатуна подвергается растяжению силой инерции Р_J поступательно движущихся масс, расположенных выше расчетного сечения, и сжатию силой, равной разности сил давления газов и силы инерции. Стержень шатуна рассчитывают на усталость в сечении В - В, которое условно располагается в центре тяжести шатуна.

Сила растяжения шатуна:

Сила, сжимающая шатун:

где

Напряжения сжатия в расчетном сечении с учетом продольного изгиба:

где F_B-B = 470 мм² - площадь сечения В-В.

Напряжения растяжения в сечении В-В:

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

значит, запас прочности определяем по пределу усталости:

Значения коэффициентов:

(обдувка дробью).

Расчет крышки шатуна.

Сила, нагружающая крышку шатуна:

где т_кр = 0,24 кг - масса крышки шатуна;

т_шп = 0,7425 кг - масса шатуна, приведенная к поршню;

т_шк = 1,9575 ку - масса шатуна, приведенная к кривошипу.

Моменты инерции вкладыша и крышки:

где

Момент сопротивления расчетного сечения:

Напряжения при изгибе крышки и вкладыша:

где F_г - суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении:

Расчет шатунного болта.

Максимальная сила инерции, разрывающая головку и шатунные болты:

Номинальный диаметр болта:

d = 12 мм,

Шаг резьбы: t = 1 мм,

Количество болтов i_б = 2,

Материал болтов - сталь 40ХН,

?_в - предел прочности (1300 МПа),

?_т - предел текучести (1150 МПа),

?_-1р - предел усталости при растяжении-сжатии (380 МПа),

а_? - коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии (0,2)

Сила предварительной затяжки болта:

Суммарная сила, растягивающая болт:

где - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Максимальные и минимальные напряжения в сечении болта:

где F_ср - площадь опасного сечения болта:

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

Так как , то запас прочности шатунного болта определяется по пределу текучести:

Запас прочности должен быть не менее 2.

4.3. Расчет коленчатого вала на прочность

Коленчатый вал двигателя Д - 244 полноопорный с симметричными коленами и асимметричным расположением противовесов.

Рис. 11. Схема коленчатого вала.

Материал - сталь 40ХНМА;

Коренная шейка:

внутренний диаметр: d_вн = 0 мм

наружный диаметр: d_н = 75,25 мм

длина шейки: l_кш = 32 мм

Шатунная шейка:

внутренний диаметр: d_вн = 32 мм

наружный диаметр: d_н = 68 мм

длина шейки: l_кш = 38 мм

Радиус кривошипа: R = 62,5 мм

Расстояние между серединами коренных шеек: l = 135 мм

Масса противовеса: m_пр = 1,5 кг

Приведенная масса щеки: m_щ = 1,2 кг

Приведенная масса шатунной шейки: m_шш = 0,457 кг

Рис. 12. Расчетная схема кривошипа.

Толщина щеки: n = 25 мм

Длина сечения А-А щеки b = 120 мм

Расчет коренных шеек.

Коренные шейки рассчитываем только на кручение под действием тангенциальных сил. Максимальные и минимальные значения скручивающих моментов определяем с помощью составления таблиц набегающих моментов. Значения тангенциальной силы Т = f(?), определенные в динамическом расчете заносим в графу 2 таблицы. В соответствии с порядком работы цилиндров, в графы таблицы заносятся значения Т для соответствующих цилиндров. Далее определяются набег ающие моменты для 2, 3, 4, 5-ой коренных шеек.

r">,

где _?t_охл - температура охладителя на входе в радиатор, для вохдушно-масляных радиаторов (3...5 ?С);

t_охл.вх - температура охладителя на входе в радиатор, для воздуха (40 ?С).

Площадь (м²) поверхности радиатора, омываемой охлаждающим телом:

где k_ж - полный коэффициент теплопередачи от масла к охладительному телу. В результате экспериментальных исследований найдено, что для радиаторов тракторов k_ж находится в пределах 25...70 Вт/м² ?С

Толщина стенки радиаторных трубок:

Скорость масла в них - 0,1...0,5 м/с.

7.4. Расчет шатунного подшипника скольжения

Диаметр шатунной шейки: d_шш = 68 мм;

Длина подшипника: l_ш = 38 мм;

Диаметральные зазоры: ?_min = 0,057 мм;

?_max = 0,131 мм;

Радиальные зазоры: ?_min = 0,0285 мм;

?_max = 0,0655 мм.

Рис. 20. Положение вала в подшипнике.

Относительные зазоры:

Минимальная толщина масляного слоя:

где k_шш = R_шср/l_шd_м = 11745/68?38 = 4,55 МПа.

? - вязкость масла М - 10Г₂ при 110 ?С

? = 0,00657 Нс/м²

Величина критического слоя масла:

Коэффициент запаса надежности подшипников:

Во втором случае подшипник обладает недостаточным запасом надежности и возможен переход на сухое трение.

8. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ

Система охлаждения представляет собой совокупность устройств, обеспечивающих принудительный отвод теплоты от нагретых деталей двигателя и передающих ее окружающей среде с целью поддержания оптимального теплового состояния двигателя.

К системе охлаждения предъявляют следующие требования:

предупреждение перегрева или переохлаждения двигателя на всех режимах его работы в различных рельефных и климатических условиях работы мобильных машин;

сравнительно небольшие затраты мощности на охлаждение;

компактность и малая масса;

эксплуатационная надежность;

малая материалоемкость и себестоимость.

Ориентируясь на прототип Д - 244 принимаем: охлаждение дизеля жидкостное с принудительной циркуляцией охлаждающей жидкости от центробежного насоса, объединенного в один агрегат с вентилятором. Валик насоса и вентилятор приводятся во вращение от шкива коленчатого вала дизеля с помощью клинкового ремня. Для регулирования температуры в системе охлаждения установлен термостат ТС - 109 с твердым наполнителем.

8.1. Расчет радиатора

Определяем количество теплоты Q_ж (кДж/с), отводимой через систему охлаждения двигателя при его работе на режиме номинальной мощности:

, (6.1 [1])

где q_ж = Q_ж/Q₀ - относительная теплоотдача в охлаждающую жидкость, обычно q_ж для дизелей лежит в пределах 0,16...0,36 от теплоты сгорания топлива, принимаем q_ж = 0,26:

Расчетное количество теплоты (с учетом изменения коэффициента теплоотдачи из-за засорения наружной поверхности решетки радиатора и отложения накипи внутри).

Количество теплоты, отводимой от двигателя охлаждающей жидкостью (Q_жр), принимается равным количеству теплоты, передаваемой охлаждающему воздуху (Q_возд):

Расход воздуха (м³/с), проходящего через радиатор:

(6.2. [1])

где С_возд - средняя удельная теплоемкость воздуха, С_возд = 1,005 кДж/кг ?С

Р - плотность воздуха при температуре 40 ?С (Р_возд = 1,13 кг/м³);

_?t_возд - температурный перепад в решетке радиатора (25 ?С):

Циркуляционный расход (л/с) охлаждающей жидкости, проходящей через радиатор:

, (6.3 [1])

где С_ж - удельная теплоемкость охлаждающей жидкости (для воды 4,187 кДж/кг ?С)

?_ж - плотность жидкости (для воды при t_ж = 20 ?С ?_ж = 1 т/м³

_?t_ж - температурный перепад охлаждающей жидкости в радиаторе (_?t_ж= t_жвх - t_жвых = 6...12 ?С).

Оптимальное значение температуры t_жвх, характеризующей температурный режим жидкостного охлаждения, принимается в интервале 80...95 ?С. Принимаем t_жвх = 92 ?С, _?t_ж = 10 ?С

.

Средняя температура жидкости в радиаторе:

, (6.4 [1])

Средняя температура воздуха, проходящего через радиатор:

, (6.5 [1])

Температура воздуха на входе в радиатор принимается t_{возд.вх} = 40 ?С

Необходимая площадь (м²) поверхности охлаждения радиатора:

, (6.6 [1])

где k_ж - коэффициент теплопередачи от охлаждающей жидкости к охлаждающему телу (Вт/м² ?С), в результате экспериментальных исследований установлено, что для радиаторов тракторов k_ж находится в пределах 80...100 Вт/м² ?С.

Принимаем k_ж = 90 Вт/м² ?С

Площадь фронтовой поверхности радиатора (м²):

, (6.8 [1])

где ?_возд - скорость воздуха перед фронтом радиатора (6...18 м/с) без учета скорости движения машины, принимаем ?_возд = 13 м/с.

Глубина сердцевины радиатора (мм):

, (6.6 [1])

где ?_р - коэффициент объемной компактности: для современных радиаторов (0,6...1,8 мм^-1). Принимаем ?_р = 1,2 мм^-1

8.2. Расчет вентилятора

В системах охлаждения вентиляторы устанавливаются для создания искусственного потока воздуха, проходящего через радиатор, что позволяет уменьшить площадь охлаждающей поверхности, вместимость и массу охлаждающей системы в целом.

Вентилятор выбираем со штампованными из листовой стали лопастями, приклепанными к стальной ступице, четырехлопастной. Для уменьшения вибраций и шума лопасти располагаем Х-образно - попарно под углом 70 ? и 110 ?. Вентилятор установлен на валу насоса охлаждающей жидкости.

Окружная скорость лопасти вентилятора (м/с) на ее наружном диаметре:

, (6.10 [1])

где ? - коэффициент, зависящий от формы лопастей, ? = 2,2...2,9 - для криволинейных лопастей;

Р_в - давление воздуха, создаваемое вентилятором (Р_в = 600...1000 Па)

?_в = 1,04 кг/м³

Диаметр вентилятора (м):

, (6.11 [1])

где ?_возд - расчетная скорость воздуха в рабочем колесе (13...40 м/с), принимаем ?_возд = 20 м/с.

Значение D_в округляем до ближайшего по ГОСТ 10616-73 и принимаем D_в = 0,400 м.

Частота вращения вентилятора (мин^-1):

, (6.12 [1])

Мощность (кВт), потребная для привода вентилятора:

, (6.13 [1])

где ?_в - КПД вентилятора, для клепаных вентиляторов ?_в = 0,3...0,4. Принимаем 0,35.

8.3. Расчет насоса охлаждающей жидкости

Расчетная подача водяного насоса (л/с):

, (6.14 [1])

где ?_н - коэффициент подачи, учитывающий возможность утечки жидкости из напорной полости во всасывающие, (0,8...0,9). Принимаем 0,85.

Радиус r₁ (м) входного отверстия крыльчатки насоса:

, (6.15 [1])

где r₀ - радиус ступицы крыльчатки (12...30 мм). принимаем 20 мм;

С₁ - скорость жидкости на входе в насос (1...2,5 м/с). принимаем 1,75 м/с.

Окружная скорость схода жидкости (м/с):

, (6.16 [1])

Где ?₂ и ?₂ - угол между направлениями С₂ и U₂, W₂ и U₂ (рис 20).

Р_ж - давление жидкости, создаваемое насосом, Па: (5...10)?10⁴,

?_г - гидравлический КПД насоса (0,6...0,7).

Для обеспечения ?_г = 0,6...0,7 принимаем ?₂ = 8...12 ?, ?₂ = 32...50 ?.

Принимаем: ?₂ = 9 ?, ?₂ = 42 ?, ?_г = 0,67, Р_ж = 8,5?10⁴ Па.

Радиус крыльчатки на выходе:

Окружная скорость потока жидкости на входе (м/с):

, (6.18 [1])

Угол определяется исходя из того, что угол ?₁ между векторами скоростей С₁ и U₁ = 90 ?.

, (6.19 [1])

На основании полученных данных производится профилирование лопасти. Как правило, лопасти профилируются по дуге окружности. Для этого проводя внешнюю окружность крыльчатки радиусом r₂, а внутреннюю - радиусом r₁, в произвольной точке В на внешней окружности строим угол ?₂. От радиуса ОВ строится угол ?₁ + ?₂. Через точки В и К проводится линия ВК, которая продолжается до пересечения с окружностью входа (точка А). Из середины отрезка АВ (точка L) проводится перпендикуляр к линии ВЕ (точка Е), а из точки Е - дуга, являющаяся искомым очертанием лопасти.

Радиальная скорость схода охлаждающей жидкости (м/с):

, (6.20 [1])

Ширина лопастей на входе b₁ и на выходе b₂ определяется:

, (6.21 [1]);

, (6.22 [1]);

где z - число лопастей на крыльчатке,

? - толщина лопастей, мм

В существующих конструкциях: z = 4...8; ? = 3...5 мм.

Принимаем: z = 6, ? = 3 мм

Мощность (кВт), потребляемая водяным насосом:

, (6.23 [1])

где ?_м - механический КПД насоса (0,7...0,9)

Вместимость систем жидкостного охлаждения тракторных дизелей:

9. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ПУСКА ДВИГАТЕЛЯ

Для пуска двигателя необходимо, чтобы частота вращения его вала обеспечивала условия возникновения и нормальное протекание начальных рабочих циклов в двигателе. Пусковая частота вращения коленчатого вала двигателя зависит от вида двигателя и условий пуска. Момент сопротивления проворачиванию вала двигателя при его пуске зависит от температуры окружающей среды, степени сжатия, частоты вращения, вязкости масла, числа и расположения цилиндров. Мощность пускового устройства определяется моментом сопротивления проворачиванию и пусковой частотой вращения.

Пусковое устройство дизелей состоит из электрического стартера СТ - 212А мощностью 4,8 л.с. Стартер представляет собой электродвигатель постоянного тока последовательного возбуждения. Включение стартера дистанционное, с помощью электромагнитного реле и включателя стартера.

9.1. Расчет пускового устройства

Выбираем марку масла и задаем его расчетную кинематическую вязкость.

В соответствии с требованиями ГОСТ - 20000-82 предельной температурой холодного запуска автотракторных дизелей со штатной пусковой системой считают - 10 ?С при обычных зимних маслах и - 20 ?С при применении загущенных масел.

Масло моторное (см. расчет системы смазывания):

Летнее - М 10 Г₂ по ГОСТ 8581-78;

или - М 10 В₂ по ГОСТ 8581-78;

Зимнее - М 8 Г₂ по ГОСТ 8581-78;

или - М 8 В₂ по ГОСТ 8581-78.

Т.к. выбраны масла не загущенные, то предельную температуру холодного запуска систем равной - 10 ? С.

По графику (6.1.[1]) для зимнего масла М-8Г₂ для t C = -10 ?С находим расчетную его вязкость.

Выбираем пусковую частоту вращения коленчатого вала двигателя (для дизелей пусковая частота должна быть не ниже чем 150...200 мин^-1). Принимаем: n_п = 200 мин^-1.

Определяем коэффициент А - учитывающий влияние размеров поверхностей трения на момент сопротивления М_ср. для дизелей А = 2550V (стр. 214, [1]).

А = 2550?4,75 = 10687,5

Для рядных тракторов дизелей расчетный момент сопротивления определяем следующим образом:

Определяем момент сопротивления при вязкости масла равной 1000 мм²/с:

(6.51 [1])

где D - диаметр цилиндра.

По найденному значению М₁₀₀₀ определяем расчетное значение:

, (6.52 [1])

где ? - расчетная вязкость масла (3600 мм²/с при t = -10 ?С для М - 8 Г₂),

у - показатель степени, зависящий от пусковой частоты (для n_п = 200 мин^-1) у = 0,35.

Требуется мощность пускового устройства:

, (6.53 [1])

где k - коэффициент, учитывающий возможное снижение мощности пускового устройства (1,1...1,5), k = 1,1;

? - КПД зубчатой передачи в приводе стартера (0,85)

По этому значению подбираем электростартер - СТ-212.

Также в качестве пускового устройства можно рекомендовать пусковой двигатель ПД - 10у с редуктором (одноцилиндровый, двухтактный, карбюраторный, двигатель с кривошипно-камерной продувкой мощностью 8,48 кВт при 3500 мин^-1).

Пусковой двигатель позволяет произвести довольно длительную холодную прокрутку (без подачи топлива) дизеля до появления устойчивого давления в системе смазывания, что положительно сказывается на ресурсе двигателя.

Также для облегчения пуска следует применять электрофакельный подогреватель (служащий для подогрева всасываемого в цилиндры воздуха).

Для облегчения пуска в зимних условиях в зимних условиях дизели могут быть оборудованы жидкомтным подогревателем типа ПЖБ - 200Б.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате расчетов систем и механизмов дизеля, приведенных в данном курсовом проекте, установлено:

Двигатель обеспечивает развитие необходимой мощности при различных скоростях движения трактора, хорошую приемистость при трогании с места.

Двигатель обладает хорошей топливной экономичностью на всех режимах его работы.

Высокая удельная мощность и малые габаритные размеры

Двигатель обеспечивает надежность его пуска при низких температурах

Двигатель имеет перспективную конструкцию, позволяющую производить ее дальнейшую модернизацию путем форсирования мощности двигателя и улучшения его показателей в соответствии с уровнем развития техники.

ЛИТЕРТУРА

Б.Е.Железко, В.М.Адамов, И.К.Русецкий, Г.Я.Якубенко / Расчет и конструирование автомобильных и тракторных двигателей (Дипломное проектирование): Учебное пособие для вузов / Мн.:"Высшая школа", 1987 г.

А.И.Колчин, В.П.Демидов / Расчет автомобильных и тракторных двигателей. Учебник для ВУЗов / М.:"Высшая школа 1980 г."

Г.Я.Якубенко, Н.П.Цаюн / Методическое пособие по курсу :"Термодинамика и транспортные двигатели" для студентов заочной формы обучения / Минск. 1998 г.

Таблица 1

Таблица 11

Таблица 10