Проект системы наддува автотракторного дизеля

, (2.34)

, (2.35)

где d ш и lш - диаметр и длина рабочей части шатунной шейки, м.

Для дизелей: dш = (0,63-0,75)D; lш =(0, 73-1,00)D.

dш= 0,63•0.11= 0.063м.

lш =0,73•0,11=0,08

МПа

МПа

Для дизелей Ршмах = 20-40 МПа . Значения Pшср = 3,5-12

Результаты расчета показывает, что КШМ двигателя имеет запас прочности это позволяет не увеличивать размеры шеек коленчатого вала.

Суммарная сила, действующая на поршневой палец

Полученные закономерности изменения сил Рг и Рj за полный рабочий цикл, нужно просуммировать и получить график изменения результирующей силы Р рез, действующей на поршневой палец вдоль оси цилиндра за период 0-720 град.

На оси абсцисс в произвольном масштабе откладывают значения угла поворота коленчатого вала : 0°, 80°- 660°, 690°, 720° и наносят графики сил Рг и Pj. Результирующая сила Ррез находится суммированием сил Рг и Рj.

Текущие значения силы Ррез заносят в таблицу.

Рис. 2.3 - Диаграмма сил действующей на поршневой палец

Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Силы, нагружающие шатунную шейку

Из схемы сил, что на шатунную шейку действуют направленная по оси шатуна сила Рt которая является составляющей силы Ррез, а также центробежная сила инерции Рс, создаваемая массой кривошипа коленчатого вала и редуцированной к кривошипу частью массы шатуна (0, 725 тш), направленная по радиусу кривошипа от оси коленчатого вала.

Геометрическая сумма сил Pt и Рс даёт результирующую силу R, действующую на шатунную шейку. Силы Pt и Рс можно подсчитать, используя зависимости:

(2.36)

(2.37)

где - текущие значения угла наклона оси шатуна к оси цилиндра;

r - радиус кривошипа, м.

Для определения результирующей R сила Pt раскладывается на две составляющие: тангенциальную Т, перпендикулярную радиусу кривошипа, и радиальную Z, направленную по радиусу кривошипа:

(2.38)

(2.39)

Составляющая Т считается положительной, если направление её действия совпадает с направлением вращения коленчатого вала и отрицательной, если направление её действия не совпадает с направлением вращения коленчатого вала.

Составляющая Z считается положительной, если она сжимает щёки коленчатого вала и вычитается из силы Рс. Она складывается с центробежной силой Рс, если они направлены в одну сторону.

Результирующую силу R, действующую на шатунную шейку, подсчитывают по формуле:

(2.40)

Расчётные значения искомых сил при различных углах поворота коленчатого вала заносят в таблицу 2.9.

Рис. 2.4 - Диаграмма тангенциальной силы одного цилиндра

2.5 Расчет параметров систем дизеля

2.5.1 Расчет системы смазки

Для заданного двигателя определяем число секций масляного насоса, число и тип фильтров, их расположение в схеме, наличие масляного радиатора, расположение и число гидравлических клапанов.

Расчет системы смазки заключается в определении конструктивных характеристик масляного насоса, фильтра, радиатора, подшипников, скольжения и магистрали.

Определение вместимости системы смазки

Исходной величиной для расчета элементов системы смазки является циркуляционный расход масла в системе Vц, величину которого определяют по количеству теплоты Qм, Дж/с, отводимой маслом от двигателя:

Qм = (0,02…0,03) ? Qм ? Gтн(2.41)

где Qн - низшая теплотворная способность топлива (Qн = 42500 кДж / кг)

Gтн - массовый расход топлива при работе в режиме номинальной мощности, г/с.

Qм= 0,03 ? 42500 ? 3,1 = 10072 Дж/с.

Подача основной секцией масляного насоса:

Vц = Qм / (м ? см ? Тм) (2.42)

где м = 900 кг/м3 - плотность моторного масла;

см = 2094 Дж/(кг ? К) - средняя удельная теплоемкость масла;

Тм = (10…15) К - температура нагрева масла в двигателе.

Vц = 10072 / (900 ? 2094 ? 10) = 0,0005 м3 / с.

Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла должен быть увеличен в два раза, то есть V1ц = 2 ? Vц,

V1ц= 2 ? 0,0005 = 0,001 м3 / с.

Объем масла в системе для уменьшения массы двигателя должен быть по возможности малым, но достаточным для заполнения всей системы, смачивания деталей и стенок картера и создания запаса, компенсирующего расход масла между заправками двигателя.

Вместимость системы с мокрым картером определяют из условия:

Vм = qм ? Nен, (2.43)

где qм - удельная емкость системы смазки (для дизельных двигателей qм = 0,14…0,31 л / кВт).

Vм = 0,25 ? 138 = 34.5 л.

Расчет масляного насоса

По числу секций масляные насосы бывают односекционные и многосекционные.

Расчет масляного насоса заключается в определении размеров его шестерен.

Расчетную производительность основной секции масляного насоса Vp, м3 /с, определяют по циркуляционному расходу с учетом утечек через торцевые и радиальные зазоры:

Vр = Vц1 / (2.44)

где = 0,6…0,8 - объемный коэффициент подачи.

Vр = 0,0005/0,7 = 0,0007 м3/с.

Расчетная производительность шестеренчатого насоса при высоте зуба h = 2?m, и D0 = z ? m определяется как: Vр = 2 ? ? z ? m2 ? b ? nнас / 60,

Vр = 2 ? 3,14 ? 6 ? 0,0032 ? 6 ? 45/ 60 = 0,0015 м3/с

Задавшись значениями z,m, nнас, можно определить длину зуба шестерни насоса b, м:

b = 60 ? Vp / (2 ? ? z ? m2 ? nнас), (2.45)

где m = (3…6) ? 10-3 - модуль зацепления, м;

z = (6…12) - число зубьев шестерни насоса, мин-1.

b = 60 ? 0,0007 / (2 ? 3,14 ? 6 ? (0,003-3)2 ? 45) = 0,006 м

Частота вращения шестерни насоса nнас:

nнас = (Uнас ? 60) / (? m ? (z + 2)) (2.46)

где Uнас - окружная скорость вращения шестерни на внешнем диаметре, м/с.

Окружную скорость вращения на внешнем диаметре выбирают из условия nнас < 3000 мин-1. обычно она не превышает (8…10) м / с .

nнас = (10 ? 60)/(3,14 ? 0,003 ? (0,006+2)) = 2500 мин-1

Мощность Nнм, кВт, затрачиваемая на привод односекционного масляного насоса или основной секции многосекционного масляного насоса:

Nнм = Vр ? Pp / (нм ? 103), (2.47)

где Pp - рабочее давление масла в системе (для дизельных двигателей Pp = 0,3 - 0,7 МПа) ;

нм = 0,85 - 0,90 - механический КПД насоса.

Nнм = 0,0007 ? 5 ? 105 / (0,87 ?103) = 0,4 кВт.

Если масляный насос имеет дополнительную или радиаторную секции, то их расчетную производительность выбирают из условий:

радиаторной Vрp = (0,20…0,35) ? Vp (2.48)

Vрp = 0,4 ? 0,0007 = 0,0002 м3 / с.

Затраты мощности на привод дополнительной Nдм или радиаторной Nрм секции рассчитывают при давлении открытия перепускного клапана Pp = 0,20 - 0,25 МПа,

Nрм = 0,0002 ? 0,2 ? 106 / (0,87 ?103) = 0,06 кВт

Удельные затраты мощности Nуд.м, %, на привод масляного насоса:

Nуд.м = (Nнм + Nмр) ? 100 / Nен (2.49)

Nуд.м = (0,4 + 0,06) ? 100 / 138 = 0,3 %

Расчет масляного радиатора

Радиатор служит для охлаждения масла, циркулирующего в системе. На автотракторных двигателях устанавливают в основном воздушно- масляные или водомасляные теплообменники.

Основной расчетной величиной является площадь поверхности охлаждения радиатора Fмр, м2:

Fмр = Qм / (kм ? (ТМср - ТВср)), (2.50)

где kм - коэффициент теплопередачи от масла к окружающей среде (для гладких трубок kм - 130- 150 Вт / (м2 ? К));

ТМср = (363…378)К - средняя температура масла в радиаторе;

ТВср = (298…313)К - средняя температура проходящего через радиатор воздуха.

Fмр = 10072 / (140 ? (378 - 298)) = 0,8 м2

Выбор моторного масла

Учитывая назначение и степень форсирования двигателя, назначаем марку моторного масла:

зимнего М - 8 - Г2

летнего М - 10 - Г2

всесезонной эксплуатации М 8з / 10 Г2.

Определяем минимальную температуру окружающей среды tп, при которой возможен запуск двигателя без предварительного прогрева из условия

tп = tзм + 5 (2.51)

где tзм - температура застывания моторного масла.

летнего tп = - 15 + 5 = - 10 С?.

зимнего tп = - 30 + 5 = - 25 С?

2.5.2 Расчет системы охлаждения

Расчет системы жидкостного охлаждения сводится к определению основных размеров поверхности охлаждения радиатора, подбору водяного насоса и вентилятора.

Расчет основных конструктивных элементов системы охлаждения проводится, исходя из количества отводимой от двигателя теплоты Qохл, Дж / с, на номинальном режиме, которое определяют из уравнения теплового баланса или по формуле:

Qохл = qж ? Nен, (2.52)

где qж - удельное количество отводимой теплоты.

На основании опытных данных принимают для дизельных двигателей qж = 700 - 960 Дж / (кВт ? с)

Qохл = 960 ? 138 = 132480 Дж / с

Вместимость системы охлаждения Vохл, л, принимают на основе соотношения:

Vохл = ? Nен, (2.53)

где - удельная емкость системы (для грузовых автомобилей = 0,2 - 0,4 л / кВт).

Vохл = 0,4 ? 138 = 55 л.

Расчет радиатора жидкостной системы охлаждения

Расчет радиатора сводится к определению площади поверхности охлаждения для передачи теплоты от охлаждающей жидкости к окружающему воздуху. Основные параметры радиатора: площадь поверхности охлаждения, фронтальная поверхность радиатора, глубина радиатора, то между передней и задней стенками его решетки.

Площадь поверхности охлаждения радиатора Fр, м2, определяют из выражения:

Fр = Qохл / (k ?(ТЖср - ТВср)), (2.54)

где k - коэффициент теплопередачи (для дизельных двигателей k = 85 - 105 Вт / (м2 ? К);

ТЖср и ТВср - соответственно средние значения температуры охлаждающей жидкости в радиаторе и температура воздуха, проходящего через радиатор (для автомобильных двигателей ТЖср = 358 - 365 К; ТВср = 323 - 328 К) .

Fр = 132480 / (85 ? (358 - 323)) = 44 м2.

Необходимая массовая подача жидкости через радиатор Gж, кг / с:

Gж = Qохл / (сж ? Тж), (2.55)

где сж - теплоемкость охлаждающей жидкости (сж = 4187 Дж / (кг ? К) - для воды).

Тж = (6…12) К - температурный перипад жидкости в радиаторе .

Gж = 132480 / (4187 ? 12) =2.6 кг / с.

Необходимая подача воздуха через радиатор Vв, м3 / с, (производительность вентилятора):

Vв = Qохл / (св ? Тв ? в), (2.56)

где св = 1005Дж / (кг ?К) - средняя теплоемкость воздуха;

Тв = (20…30) К - температурный перепад воздуха в решетке радиатора;

в = 1,09 кг / м3 - плотность воздуха, проходящего через радиатор.

Vв = 132480 / (1005 ? 25 ? 1,09) = 4.8 м3 / с

Фронтальная площадь поверхности решетки радиатора Fфр, м2, выполненная в виде квадрата для получения коэффициента обдува, равного единице:

Fфр = Vв / ф, (2.57)

где ф = 16 - 24 м / с - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения машины.

Fфр = 0,2 м2.

Глубину радиатора lр, м, определяем из соотношения:

lр = Fр / (Fфр ? р), (2.58)

где: р = 900 - 1000 м-1 - объемный коэффициент компактности радиатора .

lр = 44 / (0,2 ? 900) = 0,24 м.

Расчет насоса охлаждающей жидкости

Охлаждающая жидкость как правило циркулирует с помощью центробежных насосов с односторонним подводом жидкости.

Расчетную подачу насоса Vнр, м3 / с, определяем по формуле:

Vнр = Gж / (ж ?о), (2.59)

где:ж - плотность жидкости, кг / м3 (для воды ж = 1000 кг /м3)

о = 0,8 - 0,9 - объемный КПД насоса.

Vнр = 2.6 / (1000 ? 0,8) = 0,003 м3 / с.

Мощность, затрачиваемая на привод насоса охлаждающей жидкости Nн, кВт:

Nн = Vнр ? Н / (103 ? h ? м), (2.60)

где Н = (50…100) ? 103 Па - напор, создаваемый насосом;

h = 0,6 - 0,7 - гидравлический КПД насоса;

м = 0,7 - 0,9 - механический КПД насоса.

Nн = 0,003 ? 50 ? 103 / (103 ? 0,6 ? 0,7) = 0,3 кВт.

Подбор вентилятора

Диаметр осевого вентилятора Dв, м, при квадратной фронтальной поверхности радиатора определяется как:

Dв = (2.61)

Dв = = 0,31 м.

Мощность Nв, кВт, затрачиваемая на привод вентилятора:

Nв = Vв ? Ртр / (103 ? в), (2.62)

где Ртр = 600 - 1000 Па - сопротивление воздушного тракта;

в - КПД вентилятора (для клепаных 0,3 - 0,4; для литых 0,6 - 0,7).

Nв = 4.8 ? 600 / (103 ? 0,6) = 4.8 кВт.

Частота вращения вентилятора nв, мин-1, должна быть в пределах nв = (1,0…1,4) ? nн и может быть рассчитана при известной окружной скорости :

nв = 60 ? Uв / (Dв ? ) (2.63)

где Uв = 70 - 100 м / с - окружная скорость лопастей вентилятора.

nв = 60 ? 70 / (3,14 ? 0,31) = 4300 мин-1

Число лопастей вентилятора Zв находим по формуле:

Zв = 60 ? Vв / (? (R2 - r2) ? nв ? bв ? 1в ? ) (2.64)

где R, r - наружный и внутренний радиусы вентилятора, м (r принимается в пределах 0,04 - 0,08 м);

bв = 0,08 - 0,12 м - ширина лопасти;

1в = 0,4 - 0,7 - коэффициент, учитывающий сопротивление потоку воздуха при выходе его из-под капота двигателя;

= 35 - 45 - угол наклона лопасти вентилятора к направлению воздушного потока.

Zв = 60?4.8/(3,14?(0,152?0,082)?4300?0,12?0,7?) = 6

Удельные затраты на функционирование системы охлаждения

Удельные затраты на функционирование системы жидкостного охлаждения Nуд. охл, %, определяется по формуле:

Nуд. охл = (NH + NB)? 100/ Neн (2.65)

Nуд. охл = (0,3 + 4.8)?100 / 138 = 3,6 %

2.5.3 Расчет элементов топливной системы дизеля

Расчет системы топливо подачи автотракторных дизелей сводится к определению основных конструкционных параметров топливного насоса высокого давления (его диаметра и хода плунжера), диаметра соплового отверстия распылителя форсунки, а также регулировочных параметров топливной системы.

Определение параметров топливного насоса

Конструкционные параметры топливного насоса высокого давления зависят от цикловой подачи топлива gц, мг/ц, определяемой по заданной или расчетной эффективной мощности, расходу топлива Gтн, частоте вращения коленчатого вала на номинальном режиме nн:

gц = GTH ? ? 3 ? 104 / (nH ? i) (2.66)

GTH - расход топлива на номинальном режиме, г/с;

= 4 - тактность двигателя;

i - число цилиндров.

gц = 7.9 ? 4 ? 3 ? 104 / (2200 ? 4) = 107 г/с.

Объемная подача топлива Vц, мм3/цикл, определяется выражением

Vц = gц / , (2.67)

где = 0,83 г/см3 - плотность дизельного топлива .

Vц = 107 / 0,83 = 129 мм3 / цикл.

Теоретическая подача секции топливного насоса Vт, соответствующая геометрической, должна быть больше цикловой на величину утечек и сжатия топлива:

Vт = Vц / н, (2.68)

где н = 0,7 - 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние на подачу указанных выше факторов.

Vт = 129 / 0,9 = 144 мм3 / цикл

Полную производительность секции топливного насоса Vq с учетом перепуска части топлива и дополнительным расходом на режимах перегрузки и пуска определяют из условия:

Vq = ((2,5…3,2) ? Vц / н) (2.70)

Vq = (2,5 ? 129 / 0,8) = 403 мм3 / цикл.

Это количество топлива должно быть равно объему Vпл, мм3, соответствующему полному ходу плунжера:

Vпл = ? d2пл ? Sпл / 4 (2.71)

Задавшись отношением = Sпл / dпл = 0,8 - 1,2, определяют диаметр плунжера, мм,

дизель автотракторный двигатель наддув

dпл = (2.72)

dпл = = 14 мм

Полный ход плунжера Sпл = ? dпл

Sпл = 0,8 ? 14 = 11.2=12 мм

Vпл = 3,14 ? 142 ?12 / 4 = 1692 мм3

Основные параметры топливного насоса должны быть скорректированы с учетом типоразмерного ряда, принятого по ГОСТ 10578 - 74.

Основываясь значениями ГОСТ принимаем диаметр плунжера 14 мм;

ход плунжера 12 мм.

При выбранном диаметре плунжера рассчитываем его активный ход:

Sакт = 4 ? Vт / (? d2пл) (2.73)

Sакт = 4 ? 80 / (3,14 ? 72) =2 мм

2.5.4 Расчет форсунки

Расчет форсунки сводится к определению диаметра сопловых отверстий ее распылителя.

Продолжительность впрыскивания топлива через распылитель t, с, зависит от угла поворота коленчатого вала двигателя, в течении которого происходит впрыскивание топлива в цилиндр впр:

t = впр / (6? nн). (2.74)

Величина угла поворота коленвала, соответствующая продолжительности впрыскивания топлива, составляет впр = 20 - 30 град.

t = 30 / (6 ? 2200) = 0,002 с.

Среднюю скорость истечения топлива через сопловое отверстия распылителя ф, м/с, определяют по формуле

ф = , (2.75)

где Рф = (20…40) ? 106 - среднее давление впрыскивания топлива, Па;

Рц = (4…6) ? 106 - среднее давление газа в цилиндре в период впрыскивания, Па.

ф = = 196 м/с

Суммарную площадь сопловых отверстий форсунки fс, мм2, находим из выражения:

fс = Vц / (ф ? ф ? t ? 103), (2.76)

где ф = 0,65 - 0,85 - коэффициент расхода топлива.

fс = 129 / (0,65 ? 196 ? 0,002 ? 103) = 0,5 мм2

Тогда диаметр соплового отверстия распылителя dс, мм:

dc = , (2.78)

где m - число сопловых отверстий.

dc = = 0,3 мм.

2.6 Скоростные (регуляторные) характеристики дизеля

Расчет основных показателей работы двигателя производится для следующих скоростных режимов:

-режим номинальной мощности nн;

-режим максимального крутящего момента nм;

-режим максимальной частоты вращения холостого хода nхх (для дизелей).

Режим номинальной мощности

Частоты вращения коленчатого вала двигателя nн, мин-1, при номинальной мощности:

nн=30?Cп/S, (2.79)

где: Сп - средняя скорость поршня, м/с;

S- ход поршня, м.

Получение значения частоты вращения коленчатого вала округлеем до ближайшего числа с двумя последними нулями или до 50.

nн=30?9,17/0.125=2200 мин-1

Тогда крутящий момент М кн, Н ?м, при номинальной мощности: М кн = 9550?N ен / nн.

М кн= 9550?138/ 2200= 599 Н?м.

Механические потери части индикаторного давления в двигателе Рм, МПа, которые расходуются на трение, привод вспомогательных агрегатов и газообмен, определяются по формуле:

Р м= 0,89+0,0118?Сп. (2.80)

Р м= 0,89+0,0118?9,17= 0,99 МПа

Определяем мощность условных механических потерь Nмн, кВт:

N м н = Р м?V hi?n н /(30?), (2.81)

Где = 4- тактность двигателя;

V hi- рабочий объем двигателя, л.

N м н = 0,99?4,75?2200/(30?4)=86 кВт.

Рабочий объем одного цилиндра V h, л, можно определить как:

V h=? D2?S/4. (2.82)

V h=3,14?1,102?1,25/4= 1,18 л.

Общий рабочий объем двигателя:

V hi=1,18?4= 4,7 л.

Индикаторная мощность N iн, кВт:

N iн = Nен + Nмн. (2.83)

N iн = 138 + 86= 224 кВт.

Механический КПД двигателя:

м = Nен / N iн (2.84)

м = 138/224=0,616.

Массовый расход топлива:

Gтн = gен?Neн/3600. (2.85)

Gтн = 207,44?138/3600= 7.9 г/с.

Эффективный КПД двигателя:

ен= 84,3/ gен, (2.86)

ен= 84,3/ 207,44= 0,4.

Режим максимального крутящего момента

Максимальный крутящий момент Мкм, Н?м, при заданном значении к

Мкм = Мкн ?(100 + к) 10-2. (2.87)

Мкм = 599?(100+10,3)? 10-2 = 660.6 Н?м

Определяем эффективную мощность Nем, кВт, при Мкм:

Nем = Мкм ? nм / 9550, (2.88)

Где nм - частота вращения коленчатого вала при Мкм (принимается по технической характеристике двигателя).

Nем = 660.6 ? 1200 / 9550 = 83 кВт.

Удельный расход топлива gем, г /кВт ? ч, при максимальном крутящем моменте:

gем = (1,15…1,20) ? gен, (2.89)

gем = 1,17 ? 207,44 = 242,7 г / кВт ? ч.

Остальные показатели для режима максимального крутящего момента (мощность механических потерь Nмм, индикаторная мощность Niм, механический КПД двигателя м, массовый расход топлива Gтм, эффективный КПД двигателя ем) рассчитываются так же как и для режима номинальной мощности.

Мощность механических потерь Nмм:

N м м = Р м?V hi?n м /(30?), (2.90)

N мм = 0,99 ? 4,75 ? 1200 / (30 ? 4) = 47 кВт.

Индикаторная мощность: N iм = Nем+ Nмм,

N iм = 83 + 47 = 130 кВт.

Механический КПД двигателя м,

м = Nем / N iм, (2.91)

м = 83 / 130 = 0.63.

Массовый расход топлива Gтм,

Gтн = gем?Neм/3600, (2.92)

Gтн = 242,7 ? 83 / 3600 = 5.5 г / кВт ?с.

эффективный КПД двигателя ем,

ем = 84,3/ gем, (2.93)

ем = 84,3 / 242,7 = 0,34.

Режим максимальной частоты вращения холостого хода

Максимальная частота вращения холостого хода nхх, мин-1, определяется выражением:

nхх = nн ? (200 + ) ? (200 - ) (2.94)

где - 6-7%- степень неравномерности регулятора.

nхх = 2200 ? (200 + 6) / (200 - 6) = 2336 мин-1

Массовый расход топлива Gтхх, г/с, при максимальной частоте вращения холостого хода:

Gтхх = (0,25…0,30) ? Gтн. (2.95)

Gтхх = 0,27 ? 5.5 = 1.5 г / с.

Таблица 2.10 - Основные показатели работы двигателя Д-245

Показатели	Размерность	Значение при частоте вращения коленчатого вала
		nн = 2200	nм = 1200	nхх = 2300
Мк	Н?м	599	660.6	0
Ne	кВт	138	83	0
Pм	МПа	0,99	0,99	0,99
Nм	кВт	86	47	-
Ni	кВт	224	130	-
Gt	г / с	7.9	5.5	1.5
ge	г / (кВт ? ч)	207,44	242,7
		0,4	0,34	0

Используя полученные данные строим скоростную характеристику двигателя.



Рис. 2.4 - Скоростная характеристика дизеля

Рассчитываем удельные показатели двигателя, используя данные таблицы 2.11.

Таблица 2.11 - Удельные показатели двигателя Д - 245

показатели	значение
Литровая мощность, кВт /л Nл = Neн /Vhi	Nл = 138 / 4,75 = 29 кВт / л
2.Удельная масса двигателя, кг / кВт mуд = Gд / Nен	mуд = 450 / 77 = 3.2 кг / кВт
Литровая масса, кг/ л mл = Gд / Vhi	mл = 450 / 3.2= 140 кг / л

По результатам теплового расчета двигателя Д - 245 определены значения давления и температуры рабочего тела в характерных точках индикаторной диаграммы.

При использовании среднего наддува (Рк = 0,20 МПа) и охладителя надувочного воздуха среднее индикаторное давление увеличилось с 1,307 МПа до 1,811 МПа, повышение индикаторного и эффективного КПД составило 2%.

По результатам динамического расчета двигателя Д - 245 установлено, что использование среднего наддува приводит к повышению динамической нагруженности деталей КШМ, однако запас их прочности позволяет не увеличивать размеры шеек коленчатого вала.

При реализации среднего наддува мощность дизеля Д - 245 возрастает в 1.8 раза. Указанное приводит к увеличению объема системы смазки до 30 литров и системы охлаждения до 50 литров.

Для повышения мощности двигателя Д - 245 с 77 до 138 кВт необходимо увеличить цикловую подачу топлива на основных режимах в среднем 75 - 80%.

3. СИСТЕМА НАДДУВА ДИЗЕЛЯ Д - 245

3.1 Схема системы наддува

Для повышения экономичности дизеля на холостом и частичных нагрузках предлагается отключение наддува воздуха и отключения охладителя надувочного воздуха.

Рис. 3.1 - Схема регулируемого наддува

Данная система (рис.) состоит из следующих агрегатов и узлов: турбокомпрессор (1), двигатель (2), обводные каналы (3, 5, 12), автоматический воздушный клапан (4), перепускной клапан (6), пневмоцилиндр (7), топливный насос высокого давления (8),магистраль управления системой (9), кран (10), охладитель наддувочного воздуха (11).

3.2 Основные режимы работы системы наддува

При работе двигателя на частичных нагрузках или на холостом ходу, двухходовый кран (10) преграждает доступ воздуха от центробежного нагнетания в рабочую полость пневмоцилиндра (7), при этом перепускной клапан [6] открывает выпускной обводной трубопровод, и основной поток отработавших газов отводится через него в атмосферу. Работая за счет части энергии газов, турбокомпрессор (1) не может обеспечить подачу необходимого количества воздуха в двигатель, поэтому во впускном трубопроводе возникает разряжение, которое приводит к открытию автоматического воздушного клапана (4), установленного во впускном обводном трубопроводе, что позволяет воздушному заряду поступать в двигатель, минуя турбокомпрессор через обводной трубопровод.

Такая организация потоков воздуха и отработанных газов позволяет улучшить пусковые качества, повысить приемистость двигателя, снизить расход топлива на холостом ходу и на частичных нагрузках.

При увеличении нагрузки на двигатель под действием ударной волны рабочих газов перепускной клапан резко поднимается и перекрывает выпускной обводной трубопровод. Таким образом, поток отработавших газов направляется в выпускной трубопровод, который связан с турбокомпрессором. Частота вращения ротора турбокомпрессора, работавшего ранее в «горячем» режиме, повышается. Компрессор засасывает воздух из воздухоочистителя, сжимает его, и под избыточным давлением нагнетает в цилиндр двигателя по впускному трубопроводу. В этот момент давление в спускном обводном трубопроводе увеличивается, обратный воздушный клапан закрывается и количество воздуха, поступающего в двигатель, увеличивается. Одновременно компрессор нагнетает воздух в соединенную с впускным трубопроводом магистраль управления системой (9), которая в свою очередь соединена с пневмоцилиндром. Пройдя через двухходовый кран, воздух заполняет пневмоцилиндр. Давление в нем воздействует на мембрану, прогибая ее, и через передаточный механизм, связанный в свою очередь с кривошипом зафиксирует перепускной клапан в верхнем положении, соответствующем полному и плотному перекрытию обводного выпускного трубопровода.

Двухходовой кран имеет два фиксируемых положений:

1. автоматическая работа.

2. турбокомпрессор выключен.

В первом случае кран свободно пропускает воздух от компрессора в пневмоцилиндр по магистрали управления системой. Количество поступающего воздуха зависит от нагрузки на двигатель.

Во втором случае, при помощи рукоятки крана доступ воздуха в пневмоцилиндр преграждается. Как было сказано выше, в это положение рукоятка крана переводится при работе двигателя на холостом ходу или при частичных нагрузках.

Для отключения ОНВ перед охладителем устанавливается обводной канал с электромагнитным клапаном. После охладителя устанавливается датчик температуры воздуха который связан с термореле. При температуре наддувочного воздуха выше 60°С электромагнитный клапан (12) закрывает обводной канал и воздух проходит через охладитель. При температуре ниже 45°С клапан приоткрывает обводной канал до тех пор пока температура воздуха не начинает подниматься.

Таким образом, предложенное устройство системы перепуска рабочих газов с отключением турбокомпрессора обеспечивает надежную работу и простоту эксплуатации.

3.3 Обоснование конструктивных параметров устройства для отключения

3.3.1 Конструкция и расчет механизма отключения газотурбинного наддува

Учитывая первоначальные условия:

ход штока механизма управления = 10 мм.

ход штока перепускного клапана = 11 мм, для полного перекрытия обводного трубопровода необходимо, чтобы кривошип перепускного клапана повернулся на 22? относительно первоначального положения (с учетом смещения кривошипа относительно центра обводного трубопровода на 10 мм) .

3.3.2 Расчет рабочего диаметра диафрагмы механизма управления

Ход штока по условиям принят 10 мм. Исходя из того, что максимальное отклонение диафрагмы в одну сторону составляет 8?, рабочий диаметр диафрагмы рассчитывается следующим образом.

Рис. 3.2 - Схема определения диаметра диафрагмы

Рабочий радиус диафрагмы определяется из условия:

sin 8 ? = 5/R (3.1)

R = 5/ sin 8 ? = 35 мм.

Рабочий диаметр диафрагмы рассчитывается следующим образом:

Др = 2R (3.2)

Др = 2*35 = 70 мм.

3.3.3 Расчет пружины механизма

Усилие от давления наддува, приложенное к штоку со стороны диафрагмы, рассчитывается по формуле

F=P*S (3.3)

где F- сила от давления наддува, н;

P- избыточное давление наддува, Па;

S - рабочая площадь диафрагмы, м?;

S=, (3.4)

где Др - рабочий диаметр диафрагмы, м?;

S==0,00385 м?

Р= 0,1

F= 0.1 • 106 • 0.00385 = 385 Н.

Усилие на сжатие пружины с учетом усилия на привод перепускного клапана составляет:

F = 385 - 25 = 360 H. (3.5)

Диаметр проволоки для изготовления проволоки пружины определяется как:

D=1,6 , (3.6)

где к - коэффициент учитывающий кривизну витков, к=1,24;

с - индекс пружины, с=6;

[] - допускаемое напряжение пружины, []=600 МПа для стали углеродной ходолнотянутой;

D= 1.6 =2,5 мм

Наружный диаметр пружины рассчитывается:

Д = c • d = 6• 2,5 = 15 мм. (3.7)

Количество витков пружины рассчитывается по следующей формуле:

n =, (3.8)

где в - модуль сдвига, МПа в = 8•104 МПа ;

d - диаметр проволоки, мм;

- максимальная деформация пружины, мм; = 10 мм;

n =

Полное число витков определяется по зависимости:

n0 = n + 1.5 (3.9)

n0 = 3.5 + 1.5 = 5

Шаг витков определяется:

t = , (3.10)

t = мм.

Предельная длина пружины по осадке витков:

Кпр = (n + 0.5)d (3.11)

Кпр = (5 - 0,5) * 2,5 = 6,75 мм.

Полная длина пружины:

Н0 = h пр + n (t - d), (3.12)

Н0 = 6,75 + 3,2 (1,13 - 2,5) 20,3 мм.

3.3.4 Расчет рукоятки крана

Рукоятка крана подвергается воздействию изгибающей силы:

Рис. 3.3 - Схема погружения рукоятки

Размеры сечения рукоятки крана рассчитываются из условия прочности:

, (3.13)

где: Мизг максимальный изгибающий момент, нм;

Wz - осевой момент сопротивления, м3;

- допускаемое напряжение на изгиб, Па;

- 155 МПа.

Осевой момент сопротивления Wz рассчитывается по формуле:

Wz = bh2/6, (3.14)

где: b - толщина рукоятки, м; b = 3 мм = 0,003м

h - ширина рукоятки, м; h = 0.001 м

Wz = 0.003*0.001/6 = 5 * 108 м3

Изгибающий момент рассчитывается:(3.15)

Мизг = Fl,

где F - изгибающая сила, Н;

l - длина рукоятки рукоятки воздействующей на механизм передаточный, м;

Мизг = 192 * 0,06 = 6,7 Нм;

= 6,7/5 * 108 = 1,34 *108 = 134 МПа.

Рассчитанное напряжение изгиба меньше допускаемого, следовательно, рукоятка удовлетворяет условию прочности.

3.3.5 Расчет перепускного клапана

Клапан рассчитывается по условию срабатывания:

Р = ризг * Fn (3.17)

где Р - сила давления на клапан, Н;

ризг - избыточное давление, Нпа;

Fn - площадь днища клапана, см2.

Ризб = Р1 - Р2 = 0,17 - 0,10 = 0,07 Мпа (3.18)

где Р1 - давление до перепуска;

Р2 - давление после перепуска.

Fn = , (3.19)

где D - большой диаметр клапана, см;

d - меньший диаметр клапана, см.

Fn =см2

следовательно:

Р = 0,07 * 106 * 6,09 * 10-4 = 42,63 Н;

исходя из условия, что масса клапана mk P/g, принимаем mk = 215 гр.

1. Предложена схема газотурбинного наддува дизеля Д - 245 с целью отключения от нагнетательной магистрали при работе на холостом ходу и частичных нагрузках, а также отключения охладителя надувочного воздуха в зависимости от его температуры.

2. По результатам конструкторской разработки рассчитаны конструкции основных узлов механизма отключения турбокомпрессора от нагнетательной магистрали, выполнен расчет их основных деталей.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной выпускной квалификационной работе был сделан анализ основных направлений совершенствования автотракторных дизелей. Анализ направлений модернизации двигателей позволил провести усовершенствование газотурбинного наддува двигателя Д - 245. Этот дизель можно считать вполне универсальным так, как он применяется на тракторах и грузовых автомобилях.

1. По результатам теплового расчета двигателя Д - 245 определены значения давления и температуры рабочего тела в характерных точках индикаторной диаграммы.

При использовании среднего наддува (Рк = 0,20 МПа) и охладителя надувочного воздуха среднее индикаторное давление увеличилось с 1,307 МПа до 1,811 МПа, повышение индикаторного и эффективного КПД составило 2%.

2. По результатам динамического расчета двигателя Д - 245 установлено, что использование среднего наддува приводит к повышению динамической нагруженности деталей КШМ, однако запас их прочности позволяет не увеличивать размеры шеек коленчатого вала.

3. При реализации среднего наддува мощность дизеля Д - 245 возрастает в 1.8 раза. Указанное приводит к увеличению объема системы смазки до 30 литров и системы охлаждения до 50 литров.

Для повышения мощности двигателя Д - 245 с 77 до 138 кВт необходимо увеличить цикловую подачу топлива на основных режимах в среднем 75 - 80%.

4. Предложена схема газотурбинного наддува дизеля Д - 245 с целью отключения от нагнетательной магистрали при работе на холостом ходу и частичных нагрузках, а также отключения охладителя надувочного воздуха в зависимости от его температуры.

5. По результатам конструкторской разработки рассчитаны конструкции основных узлов механизма отключения турбокомпрессора от нагнетательной магистрали, выполнен расчет их основных деталей.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Селиванов Н.И. Тракторы и автомобили: курсовое и дипломное проектирование / Н.И. Селиванов. - Красноярск: Краснояр. гос. аграр. ун-т, 2006;

2. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей / А.В. Николаенко. - М.: Колос, 1992.

3. Курс лекций Селиванова Н.И. - Красноярск, 2009.

4. Селиванов Н.И., Зыков С.А. Основы теории, расчет и испытание автотракторных двигателей / Н.И. Селиванов, С.А. Зыков. - Красноярск: Краснояр. гос. аграр. ун-т, 2002;

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой / В.И. Анурьев. - М.: Машиностроение, 2001. - 864 с.

6. Романов А.Б., Федоров В.Н., Кузнецов А.И. Таблицы и альбомы по допускам и посадкам: Справочное пособие / А.Б. Романов, В.Н. Федоров, А.И. Кузнецов. - СПб.: Политехника, 2005. - 88 с.

7. Межгосударственные стандарты. Единая система конструкторской документации. - М.: Ипк издательство стандартов, 2001. - 158 с.

8. Соснин Д.А., Яковлев В.Ф.Новейшие автомобильные электронные системы / Д.А. Соснин, В.Ф. Яковлев. - М.: Солон - Пресс, 2005. 240 с.

9. Кутьков Г.М. Тракторы и автомобили. Теория и технологические свойства / Г.М. Кутьков. - М.: Колос, 2004. - 504 с.

10. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов / А.И. Колчин, В.П. Демидов. - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 2003. - 496 с.

11. Тарабасов Н.Д., Учаев П.Н., Проектирование деталей и узлов машиностроительных конструкций: Справочник / Н.Д. Тарабасов, П.Н. Учаев. - М., Машиностроение, 1983. - 239 с, ил.

12. Степанов Ю.А. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. Учебник для высших технических учебных заведений/ под ред. проф. Ю.А. Степанова. М.: Машгиз, 1957.

13. Хачиян А.С. и др. Двигатели внутреннего сгорания / А.С. Хачиян. - М.: Высш. шк., 1985.

14. Ленин И.М. Автомобильные и тракторные двигатели. (Теория, системы питания, конструкции и расчет) / Под ред. И.М. Ленина. Учебник для вузов по специальности “Автомобили и тракторы”. М.: Высш. шк., 1969.

15. Орлин А.С. Двигатели внутреннего сгорания. Том 2. Конструкции и расчёт. Под. ред. проф. А.С. Орлина. 535 стр. Издательство: МАШГИЗ, Москва 1955 г.

16. http://amz.tplants.com/ru/products/

17. http://www.kampi.ru/scitech/base/nomer4/teterin/teterin.htm

18. Казачков, Р.В. Проектирование топливных систем высокого давления дизелей / Р.В. Казачков. Харьков 1994 г.

Размещено на Allbest.ru