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:

Z^'Z^'' = OA?(? - 1)

Z^'Z^'' = 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 О^'O^'₁:

где L - длина шатуна

L = 230 мм [1, стр. 31]

Положение точки С^'' определяется из выражения:

Точка Z лежит на линии Z^'Z^'' ориентировочно вблизи точки Z^''

Точка b^'' находится на середине расстояния ba.

Проводим плавные кривые d^'c^'' изменения линии сжатия в связи с опережением впрыска и b^'b^'' изменения линии расширения в связи с предварением открытия выпускного клапана.

Проводим линии впуска и выпуска.

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

Пользуясь построенной индикаторной диаграммой, учитывая масштаб 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 О^'O^'₁ (поправка Брикса), равный по величине

Полуокружность разбивается на равные части через 30 ?. Для определения пути, пройденного поршнем при повороте кривошипа на угол ?, через точку О^'₁ 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.

??	0	30	60	90	120	150	180
Р?, 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
?, мм	40,86	41,0682	41,556	41,993	42,037	41,514	40,5102

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

?, град	30	60	80	90	100	110	120
NJ, Н	-6020,7	-6131,2	-6229,65	-6282,15	-6232	-6006,38	-5591,2
МJ, мм	-0,468	2,294	4,753	6,061	4,98	-0,831	-11,21
?аi, МПа	-22,34	-14,34	-7,206	-3,411	-6,532	-23,395	-53,49
?Ji, МПа	-18,74	-29,72	-39,09	-44,202	-39,97	-17,82	21,68

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.

?	30	60	80	90	100	110	120
NJ, Н	165,2	95,34	19,55	0	2,635	218,13	846,43
MJ, Нм	2,39	4,13	5,686	6,514	6,45	1,064	14,645
?ai, МПа	7,82	12,88	17,39	19,79	19,6	398,45	-41,56
?Ji, МПа	-8,18	-14,81	-20,47	-23,89	-23,65	-3,137	56,6

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 набегающие моменты для 2, 3, 4, 5-ой коренных шеек.

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

Критерием нагруженности шейки является размах момента .

Значение _?М_max для каждой шейки приводим в последней строке таблицы набегающих моментов. Определяем таким образом наиболее нагруженную шейку.

Таблица 7

? ?	Т1	Т2	Т3	Т4
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

Таблица 8

? ?	Мкш2	Мкш3	Мкш4	Мкш5
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
?Мmax	976	1428,3	1972,9	1627,1

Наиболее нагруженной является 4-я коренная шейка (_?М_кш4 = 1972,9 Нм). Для этой шейки определяем минимальные и максимальные касательные напряжения.

W_кш - момент сопротивления шейки кручению. Для монолитной шейки (т.к. сверление в коренной шейке незначительного диаметра):

Определяем амплитудное и средне напряжение:

По таблице (табл. 5.6 [1]) с учетом наличия в шейке отверстия для подвода масла находим теоретический коэффициент концентрации напряжений:

К_?т = 2,5

Для стали 40ХНМА находим q - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений:

По формулам (5.1 и 5.2 [1]) осуществляем выбор соответствующего предельного напряжения:

Для стали 40ХНМА находим:

Расчет запаса прочности выполняем по пределу выносливости:

Расчет шатунных шеек.

Шатунные шейки рассчитываются на кручение и изгиб. Запасы прочности при кручении и изгибе определяются независимо один для другого, а затем подсчитываем общий запас прочности. С целью определения моментов, действующих на каждую шейку (шатунную) полноопорного вала, набегающий момент, нагружающий коренную шейку, предшествующую рассматриваемой, складывается с половиной момента, действующего на данную шатунную шейку.

, а т.к. , то

Таблица 9

? ?	Мшш1	Мшш2	Мшш3	Мшш4
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
?Мшшmax	708,15	1421,55	1616,95	1799,99

Критерием нагруженности шатунной шейки служит размах момента:

Определяем значения моментов, скручивающих каждую шатунную шейку и сводим их в таблицу. Определяем по значению наиболее нагруженную шейку.

Наиболее нагруженной является 4-я шатунная шейка ().

Определяем момент сопротивления шатунной шейки на кручение:

Расчет выполняем по пределу выносливости:

где - определено в предыдущем расчете.

Расчет шатунной шейки на изгиб ведется в плоскости кривошипа и перпендикулярной ей плоскости.

Изгибающий момент в плоскости, перпендикулярной к плоскости кривошипа:

где l - расстояние между соседними серединами коренных шеек;

RT - реакция опор при действии тангенциальной силы: RT = -0,5T

Центробежная сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки:

где m_пр - масса противовеса (1,5 кг)

? - расстояние от оси вращения коленчатого вала до центра тяжести противовеса (? = 60?10^-3 м)

Сила инерции вращающихся частей шатуна:

Центробежная сила, действующая на щеку:

где т_щ = 1,2 кг - приведенная масса щеки

Центробежная сила, действующая на шатунную шейку:

Реакция опор при действии сил в плоскости кривошипа:

Изгибающий момент, действующий в плоскости кривошипа:

Суммарный изгибающий момент М_? в плоскости располжения масляного отверстия: ?_м = 140 ? - угол между положительным направлением силы К и осью отверстия.

Результаты вычислений сводим в таблицу.

Расчет производим по пределу текучести:

,

где

Определяем суммарный запас прочности:

Суммарный запас прочности шатунных шеек для тракторных дизелей должен быть З_шш ? 3...5

Расчет щеки.

Моменты, скручивающие щеку:

Момент сопротивления прямоугольного сечения щеки:

Находим касательные напряжения в щеке:

Расчет производим по пределу выносливости.

Определяем:

где

(без обработки)

Моменты, изгибающие щеку:

Силы, сжимающие (растягивающие) щеку:

Максимальные и минимальные напряжения в щеке:

где - момент сопротивления щеки изгибу.

F_щ - площадь расчетного сечения, м²

Расчет производим по пределу выносливости.

К_?т = 1,5, q 1, К_? = 1,5, К_f? = 0,65, К_d? = 0,6

Суммарный запас прочности щеки:

5. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА

Механизм газораспределения предназначен для своевременного впуска в цилиндр двигателя воздуха и для выпуска отработавших газов. Для лучшего наполнения и обеспечения очистки цилиндров двигателя впускные и выпускные клапаны открываются и закрываются не при положениях поршня в мертвых точках, а с некоторым опережением и запаздыванием. При проектировании клапанного механизма необходимо стремиться к удовлетворению двух противоположных требований: 1) получению максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра, 2) сокращению до минимума массы подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок.

5.1. Профилирование кулачка

Под профилированием понимают определение высоты подъема клапана в зависимости от угла поворота кулачка. Механизм газораспределения двигателя Д - 243 - верхнеклапанный с нижним расположением распределительного вала.

Средняя скорость поршня: С_п = 7,08 м/с,

Скорость газового потока в проходном сечении седла при максимальном подъеме впускного клапана принимается из диапазона 80...100 м/с.

Угол предварения открытия впускного клапана ?_пр = 17 ? п.к.в, а угол запаздывания закрытия впускного клапана ?_зп = 56 ? п.к.в.

Радиус стержня распределительного вала r = 17,5 мм,

Зазор между клапаном и коромыслом _?S = 0,25 мм.

Основные размеры проходных сечений в горловине и в клапане:

Площадь проходного сечения клапана при максимальном подъеме:

, (342. [2])

где i_кл - число одноименных клапанов на цилиндр (1)

Рис. 13. Расчетная схема проходного сечения в клапане.

Диаметр горловины клапана:

,

где F_гор = 1,15F_кл = 0,15?572 = 657,8 мм² - площадь проходного сечения горловины клапана.

Из условия возможного расположения клапанов в головке при верхнем их расположении диаметр головки не должен превышать d_гор = (0,38...0,42)D.

d_гор = 0,38?110 = 42 мм

Окончательно принимаем d_гор = 30 мм

Максимальная высота подъема клапана при угле фаски клапана ? = 45 ?:

(318, [2])

Основные размеры впускного клапана.

Радиус начальной окружности:

Р_о = Р + (1...2,5), мм

Р_о = 17,5 + 1,5 = 19 мм

Максимальный подъем толкателя:

где l_т = 33 мм - длина плеча коромысла, прилегающего к толкателю,

l_кл = 55 мм - длина плеча коромысла, прилегающего к клапану

Определяем радиус окружности тыльной части кулачка:

Протяженность участка сбега:

где ?_толк = 0,02 мм/град - скорость толкателя в конце сбега.

?

Угловую протяженность других участков ускорения толкателя выбираем из соотношений:

где ?_ро - угол, определяемый по соотношению:

Решив эти уравнения получим:

Вспомогательные величины и коэффициенты закона движения толкателя:

где z = 5/8 - принято по рекомендациям для кулачка Курца.

Проверка вычисленных значений коэффициентов:

Подъем (перемещение) толкателя к углу поворота кулачка:

Здесь

где

Полученные значения перемещений, рассчитанные по вышеприведенным формулам, сводим в таблицу.

Определяем скорость толкания:

где ?_к - угловая скорость вращения кулачкового вала

Полученные значения скоростей толкателя сводим в таблицу.

Ускорение толкателя определяем по следующим формулам:

Значения ускорения толкателя, полученные по вышеперечисленным формулам, сносим в таблицу.

Минимальный и максимальный радиусы кривизны безударного кулачка:

5.2. Расчет клапанной пружины

Клапан приводится в движение через толкатель, штангу и коромысло. Коромысло имеет плечи l_кл = 55 мм, l_т = 33 мм.

Материал пружин:

сталь 50ХФА, ?_-1 = 350 МПа, ?_в = 1500 МПа.

Расчет выполняем для впускного клапана.

Пружина должна развивать усилие, превышающее силу инерции деталей Г.Р.М. на предельном скоростном режиме работы движения.

Определяем массу ГРМ, приведенную к оси клапана:

Масса Г.Р.М. приведенная к оси толкателя:

где m_кл = 200 г - масса клапана;

m_тар = 46 г - масса тарелки клапана;

m_зам = 10 г - масса сухарей тарелки;

m_пр = 48 г - масса пружины;

J_кор = 2,64?10^-2 - момент инерции коромысла относительно оси качения.

m_шт = 160 г - масса штанги;

m_т = 113 г - масса толкателя.

Условие обеспечения кинематической связи между деталями Г.Р.М.

где k - коэффициент запаса (для дизелей k = 1,28...1,52), принимаем

k = 1,5;

Р_Jкл - приведенная к клапану сила инерции механизма при движении толкателя с отрицательным ускорением.

Плошная посадка впускного клапана на седло в джунглях без наддува обеспечивается практически при любом минимальном усилии пружины.

Пусть

Суммарные усилия между внутренней и наружной пружинами разделятся следующим образом:

Для наружной пружины:

Определяем деформацию пружин:

предварительная деформация:

полная деформация:

Определяем жесткость пружин:

Общая жесткость пружин:

Строим характеристику клапанных пружин.

Рис. 17. Характеристика совместно работающих двух пружин.

Размеры пружин принимаем по конструктивным соображениям.

Диаметр проволоки:

внутренней пружины,

наружной пружины,

Средний диаметр пружин:

внутренней пружины,

наружной пружины,

Определяем число рабочих витков пружины.

наружной пружины:

,

где G - модуль упругости второго рода (G = 8,3 мН/см²).

внутренней пружины

Определяем полное число витков:

Определяем длину пружины при полностью открытом клапане:

наружной пружины:

где ?_min = 0,3 мм - наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.

внутренней пружины:

Определяем длину пружин при закрытии клапана:

Определяем длину свободных пружин:

наружной

внутренней пружины

Максимальное и минимальное напряжения в пружинах:

внутренняя пружина

,

где К_в - поправочный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению пружины. Выбирается в зависимости от D_пр/?_пр.

Для D_пр.в/?_пр.в = 22/2 = 11, К_в = 1,11

Для D_пр.н/?_пр.н = 30/3 = 10, К = 1,13

наружная пружина

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

внутренняя пружина

наружная пружина

Определяем запас прочности пружин:

внутренняя пружина

наружная пружина

Расчет на резонанс:

внутренняя пружина

наружная пружина

Возникновению резонансных колебаний нет причин.

5.3. Расчет распределительного вала

При работе двигателя на распределительный вал со стороны клапанного привода действует: сила упругости пружины Р_пр, сила давления газов и др. силы, приведенные к толкателю. Вал изготовлен из углеродистой стали 45.

Размеры вала:

l₁ = 43 мм, l₂ = 248 мм, l = 291 мм; h_тmax = 4,44 мм, d_н = 35 мм, d_вн = 10 мм.

Рис. 18. Расчетная схема распределительного вала.

Суммарная сила (приведенная), действующая на кулачок:

Наибольшая сила передается от выпускного клапана в начальный период его открытия. Сила давления газов определяется по разности давлений, действующих на головку клапана:

где d = 0,042 м - наружный диаметр головки выпускного клапана,

Р_тр = 0,1 МПа - давление в выпускном трубопроводе, принимаем, что выпуск производится в атмосферу, Р_тр = Р₀ = 0,1 МПа,

Р - давление в цилиндре в рассчитываемом положении кулачка,

? ?_ПКв = 540-56 = 484 ?, ?_прв = 242 ?, Р = 0,5 МПа.

Сила инерции в рассчитываемый период:

Сила упругости пружины Р_пр соответствует Р_пр.min = 70 H.

Определяем стрелу прогиба вала:

Определяем напряжение смятия в зоне контакта кулачка и толкателя:

5.4. Расчет штанги привода клапана

Диаметр штанги d = 12 мм, длина штанги l_шт = 362 мм. Штанга дюралюминиевая, со стальными наконечниками.

Определяем критическую силу Р_кр для штанги по формуле Эйлера:

где Е - модуль упругости первого рода (для дюралюминия Е = 0,7?10⁵ МПа);

J_шт - экваториальный момент инерции поперечного сечения штанги. Для штанги из пружка длиной l_шт

Запас устойчивости штанги:

где Р_шт = Р_m = 1407,5

Напряжение сжатия в месте контакта сферического наконечника штанги при радиусе наконечника штанги r_нш = 6,5 мм, радиусе гнезда толкателя

r_гт = 7 мм

5.5. Расчет коромысла

Напряжение смятия цилиндрической опорной поверхности коромысла:

где d = 21 мм - диаметр опорной поверхности коромысла, длина

b = 30 мм

Сферической поверхности регулировочного болта:

где r₁ = 8 мм - радиус головки болта

r₂ = 9 мм - радиус гнезда.

5.6. Расчет толкателя

Диаметр стержня толкателя d_т = 24 мм;

Длина участка стержня толкателя, находящегося в направляющей l = 35 мм.

Момент, опрокидывающий толкатель в направляющей:

ОВ_Т - длина перпендикуляра, опущенного из центра начальной окружности на направление действия силы Р_Т

ОВ_Т = 16,5 мм

Удельная нагрузка, соответствующая М_max:

Рис. 19. Схема нагружения толкателя.

6. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ

Комплекс процессов, обеспечивающих подачу в цилиндры двигателя воздуха и топлива, образование горючей смеси, а также удаление из цилиндров продуктов сгорания, называют питанием двигателя.

Комплекс устройств и приборов, обеспечивающих выполнение этих процессов, образует систему питания.

Система питания двигателя состоит из следующих основных элементов: воздухоочистителя, впускного и выпускного коллекторов, топливных фильтров грубой и тонкой очистки, топливного насоса, форсунок, трубопроводов низкого и высокого давления, а также глушителя и топливного бака, устанавливаемых на тракторе.

Топливный насос высокого давления - четырехплунжерный УТН - 5. Насос приводится в действие от коленчатого вала через распределительные шестерни.

Впрыск топлива в цилиндры дизеля производится форсунками ФД - 22 закрытого типа с четырехдырчатым распылителем.

6.1. Расчет секции топливного насоса высокого давления