де m_вг= (0,06…0,09) m_ш = 0,08• 4,3=0,344 кг;

m_ш=4,3 кг - приведена маса шатуна.

Р_и=- (3,1+0,344) •210,8²•0,07• (1+0,28) =-13712,4 Н.

Максимальна напруга в перетині 1-1 визначається за формулою:

у_max=, (5.38)

де =0,042 м - довжина поршневої головки шатуна по нижній опорній поверхні втулки;

h_Г=7,5мм; тоді

у_max=;

а мінімальне значення напруги в перетині 1-1 - у_min=0.

Запас міцності визначається по формулах, що залежить від співвідношення двох величин:

де - дійсна амплітудна напруга з урахуванням концентрації напруг, стану поверхні й масштабного фактора, та визначається за формулою:

(5.39)

(5.40)

де - ефективний коефіцієнт концентрації напруги;

= 1.2+ 1.8•10^-4 (у_в - 400) = 1.2+ 1.8•10^-4 • (1450 - 400) =1,389; (5.41)

у_в = 1000…1450Мпа - межа міцності матеріалу головки;

= 0.8.0.75 - масштабний коефіцієнт для деталей (головка шатуна розміром 50.100мм;

=1,1.2.0 - коефіцієнт поверхневої чутливості, для головки підданій обдуванню дробом.

Приймаємо =1,1; 0,75, тоді:

Середнє значення напруги визначається за формулою:

(5.42)

Відношення межі утоми при вигині до границі текучості дорівнює:

, (5.43)

= 530 МПа; = 1050 МПа;

= 0,25 - коефіцієнт приведення циклу при розтягненні - стиску.

Тоді:

; (5.44)

. (5.45)

Виходячи з того що:

>;

тоді запас міцності в перетині 1-1 визначається по формулі:

(5.46)

де = 320 МПа - межа утоми при розтяганні-стиску.

Для сучасних автотракторних двигунів запас міцності верхньої головки в перетині 1-1 повинні бути не менше 2,5.5.

Напруга у верхній головці, що виникає від запресовування втулки й від розходження коефіцієнтів розширення матеріалів втулки й головки, характеризуються сумарним натягом:

, (5.47)

де - натяг посадки бронзової втулки, = 0,040 мм;

- температурний натяг.

Температурний натяг визначається:

(5.48)

де град^-1 - коефіцієнт лінійного розширення сталевої головки;

град^-1 - коефіцієнт лінійного розширення бронзової втулки;

?С - середня температура головки й втулки при роботі двигуна;

м - внутрішній діаметр головки.

=;

Питомий тиск від сумарного натягу на поверхні зіткнення втулки з головкою визначається за формулою:

, (5.49)

де d_г = 0,064м - зовнішній діаметр головки;

d = 0,049м - внутрішній діаметр головки;

d_П = 0,064м - зовнішній діаметр головки;

= 0,3 - коефіцієнт Пуассона;

Е_ш = 2,2• 10⁵ МПа - модуль пружності сталевого шатуна;

Е_В =1,15• 10⁵ МПа - модуль пружності бронзової втулки.

Напруга від сумарного натягу на зовнішній і внутрішній поверхнях головки визначаємо по формулі Ляме:

; (5.50)

(5.51)

;

Сумарна сила, що розтягує головку, досягає максимального значення при положенні поршня у ВМТ. Ця сила визначається без обліку впливу газових сил:

(5.52)

а) при розтяганні; б) при стиску

Рисунок 5.5 - Розподіл навантаження на верхній головці шатуна

Відповідно до прийнятого розподілу навантаження небезпечні напруги спостерігаються при ц_ш=ц_шз (приймаємо ц_шз=115⁰). При цьому куті нормальна сила визначається по формулі:

, (5.53)

де - нормальна сила в перетині О-О; (5.54)

.

Згинальний момент у розрахунковому перетині від сили, що розтягує визначається за формулою:

, (5.55)

де - середній радіус головки; (5.56)

- згинальний момент у перетині 0 - 0:

; (5.57)

Тоді:

Напруга на зовнішнім волокні від сили, що розтягує визначається по формулі:

; (5.58)

де К - коефіцієнт пропорційності, визначається за формулою:

; (5.59)

- площа перетину стінок головки;

- площа перетину стінок втулки.

Напруга на внутрішнім волокні визначається по формулі:

; (5.60)

Нормальна сила й згинальний момент у розрахунковому перетині від стискаючої сили визначається за формулою:

; (5.61)

де

(5.62)

0,0018,0,0006.

(5.63)

(5.64)

Напруга на зовнішнім волокні від стискаючої сили визначається за формулою:

; (5.65)

Напруга на внутрішнім волокні від стискаючої сили визначається по формулі:

(5.66)

Максимальна напруга асиметричного циклу визначається по формулі:

(5.67)

Мінімальна напруга асиметричного циклу визначається по формулі:

(5.68)

Визначаємо середню напругу й амплітуду напруги:

(5.69)

(5.70)

(5.71)

=0,75 - масштабний коефіцієнт;

=1,1 - коефіцієнт поверхневої чутливості.

Виходячи з того що:

,

тоді запас міцності в перетині А - А визначається по границі текучості:

(5.72)

Запас міцності поршневих головок змінюється в межах .

5.2.2 Розрахунок кривошипної головки шатуна

Точний розрахунок кривошипної головки утруднений неможливістю повного обліку впливу конструктивних факторів й умов роботи. Тому розрахунок зводиться до визначення напруг вигину в середньому перетині II-II (рисунок 5.4) кришки головки від інерційних сил (при ц=0⁰ пкв) при роботі двигуна на режимі максимальної частоти обертання холостого ходу.

, (5.73)

де = 4.3 кг - маса шатунної групи;

= 3.1 кг - маса поршневої групи;

- маса шатунної групи, що робить зворотно-поступальний рух;

- маса шатунної групи, що здійснює обертовий рух;

= (0, 20…0,28) =0,25• 0,43=1,075 кг - маса кришки шатуна.

кг (5.74)

кг (5.75)

(5.76)

Напруга вигину кришки й вкладиша

, (5.77)

де С_б=98мм = 0,098м - відстань між шатунними болтами;

- момент опору розрахункового перетину;

- внутрішній радіус кривошипної головки шатуна;

d_шш=78 мм =0,078м - діаметр шатунної шийки; l_к=50мм=0,05м - довжина вкладиша; t_в=3мм=0,003мм - товщина стінки вкладиша;

; (5.78)

Визначаємо момент інерції вкладиша:

(5.79)

Визначаємо момент інерції кришки:

(5.80)

Визначаємо сумарну площу кришки й вкладиша в розрахунковому перетині:

(5.81)

Тоді:

Значення [] змінюється в межах 100…300Мпа.

5.2.3 Розрахунок стрижня шатуна

Стрижень шатуна розраховується на усталісну міцність у середньому перетині В - В (рисунок 5.4) на номінальному режимі від дії сумарних газових й інерційних сил. Запас міцності визначається в площині хитання шатуна й перпендикулярної площини. Умовою міцності шатуна є виконання умови:

n_x=n_y.

Сила, що стискає шатун, досягає максимального значення на початку робочого ходу при р_zд і визначається за результатами динамічного розрахунку:

; (5.82)

при = 12⁰

де = кг - маса КШМ, що обертається поступально.

Сила, що розтягує шатун, досягає максимального значення на початку впуску й також визначається за результатами динамічного розрахунку визначається за формулою:

(5.83)

при. Основні конструктивні параметри стрижня шатуна: h_ш=38 мм; b_ш=25 мм; а_ш=8 мм; t_ш=9 мм; L_ш=250 мм.

Визначаємо площу середнього перетину стрижня шатуна:

(5.84)

Визначаємо момент інерції перетину В - В:

(5.85)

(5.86)

Коефіцієнт, що враховує вплив поздовжнього вигину шатуна в площині хитання шатуна визначається за формулою:

(5.87)

Максимальна напруга від стискаючої сили в площині хитання шатуна визначається за формулою:

(5.88)

Із кривошипної й шатунної головок шатуна маємо: d=98 мм; d₁=64 мм.

Довжина стрижня шатуна між поршнем і кривошипною головкою дорівнює:

. (5.89)

Коефіцієнт, що враховує вплив поздовжнього вигину шатуна в площині, перпендикулярної до площини хитання шатуна дорівнює:

(5.90)

Максимальна напруга від стискаючої сили в площині, перпендикулярної до площини хитання шатуна визначається як:

(5.91)

Для сучасних двигунів напруги й повинні знаходитись у межах 200…350МПа.

Мінімальна напруга від сили, що розтягує

(5.92)

Середні напруги й амплітуди циклу

(5.93)

(5.94)

(5.95)

(5.96)

(5.97)

(5.98)

(5.99)

де _м - масштабний коефіцієнт, _м= 0,75;

_{п -} коефіцієнт поверхневої чутливості, з урахуванням поверхневого зміцнення стрижня азотуванням, _п= 1,1.

Виходячи з того що:

;

;

то запаси міцності в перетині В - В визначаються по межі утоми:

(5.100)

(5.101)

5.2.4 Розрахунок шатунних болтів

При роботі двигуна, сили інерції Р_ир розтягують болти. Тому вони повинні бути затягнуті настільки, щоб стик кришки й нижньої головки шатуна не розкривався під дією цієї сили.

Сила попереднього затягування:

(5.102)

де: = 23572,77 Н (по формулі 5.76)

= 2 - число шатунних болтів.

Сумарна сила, що розтягує болт дорівнює:

(5.103)

де =0,2 - коефіцієнт основного навантаження різьбового сполучення.

Внутрішній діаметр різьблення болта дорівнює:

(5.104)

Максимальна напруга, що виникає в болті визначається як:

(5.105)

Мінімальна напруга, що виникає в болті визначається по формулі:

(5.106)

Піддатливість болта дорівнює:

, (5.107)

де _до=4,3 - теоретичний коефіцієнт концентрації напруги;

q=1 - коефіцієнт чутливості стали до концентрації напруг.

Середня напруга й амплітуди циклу визначається як:

(5.108)

(5.109)

(5.110)

де _м =0,95 - масштабний коефіцієнт;

_п =0,85 - коефіцієнт поверхневої чутливості.

Відношення межі утоми матеріалу при вигині до границі текучості

=; (5.111)

Коефіцієнт приведення циклу при розтяганні-стиску .

Виходячи з того що:

,

то запас міцності болта визначається по межі утоми:

(5.112)

Запас міцності болта повинен бути не нижче 2.

5.3 Розрахунок колінчастого вала

5.3.1 Розрахунок корінних шийок

Корінна шийка розраховується в перетині по мастильному отворі тільки на крутіння. Найбільш навантаженої є шийка, для якої величина

(5.113)

має максимальне значення.

Виявлення найбільш навантаженої корінної шийки ведуть у формі таблиці 5.5

Таблиця 5.5 - Розрахунок навантаження корінної шийки.

№ корінної шийки к, к+1	1,2	2,3	3,4	4, к
, кН• м	2,520	2,367	2,189	1,581
, кН• м	-0,864	-0,803	-1,154	-0,416
, кН• м	3,384	3,17	3,343	1,997

Таким чином, ми виявили, що самою навантаженою корінною шийкою є шийка 1,2. Тому розраховувати запас міцності будемо для шийки 1,2.

Амплітуда циклу дотичних напружень дорівнює:

, (5.114)

де - момент опору корінної шийки при крутінні з урахуванням послаблюючої дії мастильних свердлінь; який дорівнює:

(5.115)

, (5.116)

де: D=92мм=0,092м - діаметр корінної шийки;

D₁=0мм - діаметр отвору у корінній шийці;

- коефіцієнт, що враховує дію, що послабляє, мастильного отвору. При одному свердлінні =0,9.

Запас міцності корінної шийки по дотичних напруженнях:

(5.117)

де =150МПа - границя витривалості на крутіння при симетричному циклі;

- коефіцієнт динамічності, що враховує додаткові напруги від крутильних коливань. Для чотирохкривошипного коленвала =1,14.

У розрахунках корінних шийок приймають відношення коефіцієнтів =2,5;

Мінімально припустимий запас міцності корінних шийок для автотракторних двигунів [] =2.4.

5.3.2 Розрахунок шатунної шийки в перетині по мастильному отворі

5.3.2.1 Розрахунок на вигин шатунної шийки

Напруги вигину в розрахунковому перетині визначають по згинальному моменті Мі_И, що діє в поздовжній площині, що проходить через вісь мастильного отвору:

, (5.118)

де - згинальний момент, що діє в площині кривошипа;

- згинальний момент, що діє в площині, перпендикулярної до площини кривошипа;

Для к-^й шатунної шийки:

; (5.119)

, (5.120)

де й - відповідно радіальна й тангенціальна сила у к-том відсіку двигуна;

- довжина к-^го кривошипа;

- відстань від середини корінної опори к-1, к до осі мастильного отвору.

Розрахунок ведуть по різниці моментів:

. (5.121)

Розрахунок проведено для 1-ої шатунної шийки, для якої , , И=90⁰.

Тому як cos 90⁰=0 и sin 90⁰=1, то розрахункова формула моменту вигину матиме вид:

. (5.122)

Отже, буде діяти при кН, що діє при б=380⁰ і буде діяти при кН, що діє при б=340⁰.

(5.123)

кН•м;

кН•м. (5.124)

кН•м.

кН• м.

Амплітуда нормальних напруг:

(5.125),

де - момент опору шатунної шийки при вигині;

; (5.126)

d_ш=0,078м - діаметр шатунної шийки;

d_ш1=0,031м - діаметр отвору в шатунній шийці;

=0,9 - коефіцієнт, що враховує дію, що послабляє, мастильного отвору.

Запас міцності для нормальних напруг дорівнює::

(5.127)

де - границя витривалості на вигин при симетричному циклі;

- ефективний коефіцієнт напруги для вала з поперечним свердлінням;

- масштабний коефіцієнт;

.

Розрахунок на крутіння шатунної шийки

Найбільш навантаженою є к^та шатунна шийка, для якої величина:

; (5.128)

має найбільше значення.

Тут - максимальний і мінімальний момент, що скручує, для к^ої шатунної шийки.

Скручуючий момент визначається по формулі:

, (5.129)

де - підходящий до к-й шатунної шийки момент;

R - радіус кривошипа.

Скручуючі моменти для різних шатунних шийок розраховуються в таблиці 5.6.

Виявлено, що найбільш навантаженою шийкою є шийка №1, для якої =3,384 кН• м.

Амплітуда дотичних напружень шийки №1:

(5.130)

,

де - момент опору шатунної шийки при крутінні.

Запас міцності по дотичних напруженнях в шийці:

(5.131)

.

де [] =150МПа - границя витривалості на крутіння при симетричному циклі;

- ефективний коефіцієнт напруги для вала з поперечним свердлінням;

- масштабний коефіцієнт;

- коефіцієнт динамічності, що враховує додаткові напруги від крутильних коливань. Для чотирохкривошипного коленвала =1,14.

Розрахунок повного запасу міцності шатунної шийки

Повний запас міцності шатунної шийки визначається по формулі:

. (5.132)

Мінімально припустимий запас міцності шатунних шийок перебуває в межах [n] =1,7.3.

5.3.3 Розрахунок щік

Найбільш напруженими є крапки сполучення щік із шатунними шейками в площині кривошипа. Така крапка перебуває на радіусі жолобника r. Напруги в цих крапках виникають тільки від сил Z і Т на даному кривошипі. Найбільше значення напруг виникають на щоках з найменшою товщиною b_кj, розташованих біля довгих шийок.

Розрахунок проведений для щік 4,1 й 4,2.

Розраховуємо передню щоку 4,1 для якої b_4,1=25,5 мм, h_4,1=150мм.

Z_max=123,305 кН; Т_max=36,013кН;

Z_min=-13,624 кН; Т_min=-12,349 кН.

Амплітудні напруги:

(5.134)

, (5.135)

де м³ - момент опору щоки при вигині;

- коефіцієнт, що залежить від відношення ;

- довжина корінної шийки.

Тоді:

Запас міцності щоки по нормальних напругах дорівнює:

(5.136)

,

де =1,52 - коефіцієнт концентрації напруг;

=0,809 - масштабний коефіцієнт.

Запас міцності щоки по дотичних напруженнях дорівнює:

(5.137)

,

де =1,21 - коефіцієнт концентрації напруг;

=0,809= - масштабний коефіцієнт.

Повний запас міцності:

(5.138)

.

Мінімально допустимий запас міцності щоки

Розраховуємо задню щоку 4,2 для якої b_4,2=28,5 мм, h_4,2=150мм.

Z_max=123,305 кН; Т_max=36,013кН; Z_min=-13,624 кН; Т_min=-12,349 кН.

Амплітудні напруги:

(5.139)

, (5.140)

де

м ³

- момент опору щоки при вигині;

- коефіцієнт, що залежить від відношення ;

- довжина корінної шийки.

Тоді:

(5.141)

(5.142)

Запас міцності щоки по нормальних напругах:

(5.143)

.

де =1,52 - коефіцієнт концентрації напруг;

=0,809 - масштабний коефіцієнт.

Запас міцності щоки по дотичних напруженнях:

(5.144)

,

де =1,21 - коефіцієнт концентрації напруг;

=0,809= - масштабний коефіцієнт.

Повний запас міцності:

(5.145)

Мінімально припустимі запаси міцності щік перебуває в межах [n] =1,2.2.

6. Спеціальне завдання

Спеціальне завдання виконано на тему: "Удосконалення системи змащення".

6.1 Актуальність проблеми застосування агрегатів очищення мастила

Підвищення надійності продукції вітчизняного машинобудування, зокрема дизелів, є одним з найважливіших народногосподарських завдань. Вітчизняні дизелі по ряду показників, таких як середній ефективний тиск, питома витрата палива та ін., не поступаються кращим зарубіжним зразкам. Досягнуті певні успіхи у підвищенні надійності, у тому числі і моторесурсу дизелів.

Підвищення моторесурсу дизеля багато в чому залежить від якості і стану змащувального масла, циркулюючого в системі змащення. При роботі відбувається безперервне забруднення змащувального мастила продуктами зносу деталей і згорання палива, вироблення присадок в нім і зміна показників його роботи. Фактичний вміст забруднень в маслі залежить від ефективності вживаних агрегатів очищення мастила (центрифуг, фільтрів). Швидкість забруднення мастила, кількісний склад домішок, що утворюються, надають істотний вплив на знос і нагароутворення, а кінець кінцем - на моторесурс дизеля. Швидкість зміни в часі показників якості мастила визначає термін його служби в дизелі, отже витрата за зміну мастила.

Таким чином, ефективність вживаних агрегатів очищення дизельного мастила надає вплив як на надійність, насамперед довговічність, так і на економічність дизеля по витраті мастила. Недосконалість системи змащення веде до величезних втрат змащувальних матеріалів, що збільшує витрати в грошовому виразі на експлуатаційні витрати.

Засоби очищення масла дизелів повинні задовольняти наступним основним вимогам:

надійно і стабільно в часі створювати необхідний ступінь очищення мастила;

забезпечувати заданий ресурс роботи дизелів;

створювати, по можливості, мінімальний гідравлічний опір;

не відокремлювати присадки від мастила;

мати невеликі габарити, бути простими по конструкції, дешевими у виготовленні, надійними і зручними в експлуатації.

Мастило слід розглядати як агрегат змащувальної системи дизеля, який може тривало і надійно виконувати свої функції тільки за умови відповідності його властивостей тією термічною, механічною і хімічною дією, якою піддається мастило в змащувальній системі дизеля та на змащуваних, охолоджуваних і омиваних поверхнях деталей.

Взаємне узгодження конструкції дизеля з властивостями мастила - один з найважливіших способів досягнення високої експлуатаційної надійності дизелів.

Вживані змащувальні мастила повинні володіти високими якостями: мати хорошу масляність, достатню в'язкість і стабільність. В цілях підвищення терміну служби масла застосовуються спеціальні і комплексні присадки, які знижують кількість вуглецевих частинок і продуктів корозії, що забруднюють мастило, тим самим, збільшуючи термін його служби.

У рекомендації по застосуванню змащувальних матеріалів основними сортами моторних мастил для двигунів сучасних тракторів та комбайнів є мастила групи Г2 (М-10г2, М-8г2, М-10г2к, М-8г2к), а в перспективі М-10дм із збільшенням терміну зміни.

Не дивлячись на те, що застосування комплексних присадок сприяє збереженню мастилом його змащувальних властивостей, такі присадки не можуть запобігти накопиченню (в мастилі) механічних домішок, що викликає посилений знос деталей двигуна. Тому в процесі роботи двигуна необхідно проводити безперервне очищення мастила від продуктів зносу і окислення, а також від шкідливих домішок, що потрапляють в мастило ззовні, з тим, щоб вміст механічних домішок в мастилі в перебігу тривалого періоду роботи двигуна не перевищував допустимої межі

6.2 Аналіз існуючої системи очищення мастила

Очищення мастила повинне забезпечувати видалення з нього не тільки крупних, але і дрібних частинок механічних домішок неорганічного і органічного походження.

У переважній більшості у сучасних ДВЗ безперервне очищення мастила здійснюється за допомогою масляних фільтрів грубого і тонкого очищення.

Як фільтр тонкого очищення мастила застосовується реактивна центрифуга. Вживана повнопотокова центрифуга не має змінних елементів, проста і надійна в експлуатації. Масляна центрифуга володіє виборчою здатністю, що фільтрує. Нею уловлюються, насамперед, неорганічні абразивні частинки - продукти зносу і піщинки малих розмірів. Грязьові частинки органічного походження унаслідок їх меншої питомої ваги при центрифугуванні віддаляються з меншим ступенем, але вона здатна очищати моторні мастила від смолянистих відкладень, тобто освітлювати мастило.

Здатність реактивної центрифуги виділяти з мастила важчі частинки є цінною якістю, що дозволяє забезпечувати високий ступінь очищення масла на номінальному режимі роботи дизеля. При цьому тонкість відсіву (середня) складає 10…15 мкм.

При форсуванні двигуна зростає прокачування мастила в магістраль, збільшуються швидкості і опори потоків мастила в роторі, що приводить до погіршення очищення мастила. Згідно з вимогами подальшого підвищення технічного рівня двигунів до 12000 мотогодин виникає необхідність впровадження додаткових масляних очищувачів, що знімають ряд істотних недоліків, повнопотоковим масляним центрифугам, а саме:

великий гідравлічний опір 0,45.0,6 МПа, і, як наслідок, підвищені витрати потужності на прокачування масла в системі мастила;

недостатня їх ефективність очищення мастила при пуску і прогріванні дизеля, тобто на малих його швидкісних режимах;

відокремлення присадок від мастила.

Встановлено, що при пуску холодного двигуна центрифуга починає обертатися із значним інерційним запізнюванням і в перші моменти часу мастило йде до підшипників абсолютно неочищеним, окрім видалених частинок, які більше, по своїх розмірах, отворів на гратчастому полотні маслозабірника. Досить крупні частинки забруднення потрапляють в підшипники коленвала, утворюють глибокі кільцеві ризики в антифрикційному шарі, викликають місцеве підвищення температури, викривлення, зменшення натягу, задери і провертання вкладишів в ліжках з виходом двигуна з ладу.

Тому на проектованому двигуні 4ЧН12/14 застосовано комбіноване очищення масла.

У одному корпусі розташований фільтр з паперовими елементами (БФЕ), що фільтрують, на прямому потоці і центрифуга IV-го типорозміру на розгалуженні. Комбіноване очищення дозволяє виключити недоліки центрифуги при запуску двигуна, оскільки масло проходить відразу очищення через БФЕ, а центрифуга на відгалуженні дозволяє освітлити масло, що не досягається використовуваним папером на паперових фільтрах.

6.3 Шляхи вдосконалення системи змащення

Ефективне повнопотокове очищення мастила наряду із захистом пар тертя від абразивних частинок, веде до скорочення витрат на технічне обслуговування двигунів. Так, фірма MAN D2156 (Німеччина) упровадила на всіх дизелях повнопотокову систему фільтрації масла із застосуванням БФЕ, що складається з двох паралельних фільтрів з середньою тонкістю відсіву 10 мкм.

Вітчизняними і зарубіжними дослідженнями показано, що найбільш ефективним способом подальшого підвищення якості фільтрації, збільшення термінів зміни мастила і періодичності обслуговування є застосування комбінованої системи очищення, що складається з повнопотокових фільтрів тонкою і частково потокових центрифуг або фільтрів.

За наслідками проведених досліджень фірма Cummins Engine CO застосувала на двигунах з турбонаддувом комбіновану систему очищення. Внаслідок чого знизилися загальні експлуатаційні витрати при збереженні витрат на технічне обслуговування. Додаткові витрати на частково потоковий фільтр перекрилися збільшенням терміну служби мастила і повнопотокових фільтрів. Крім того, підвищення довговічності двигуна дало економічний ефект, що перевищує, первинну систему очистки.

Згідно з результатами досліджень, проведених НАТІ, термін служби повнопотокового фільтру тонкого очищення мастила при його роботі в двигуні спільно з частичнопоточною центрифугою збільшується приблизно в 2,5 рази.

Значного поширення набули комбіновані фільтри з елементами різної тонкості очищення масла. Такі фільтри складаються з комбінованих елементів з матеріалами різної структури, або декілька різних ФЕ, об'єднаних в одному корпусі і включених як паралельно, так і послідовно в контур циркуляції мастила.

6.4 Розробка вдосконаленої системи змащення для двигуна що проектується

Нижче приводиться опис вибраного для проектованого дизеля комбінованого масляного фільтру (рис.6.1.) і (рис.6.2.).

Тут у литому корпусі розміщені одночасно паперовий фільтр і центрифуга. Мастило з картера масляним насосом подається в корпус, де розділяється на два потоки: - основний, 60.63 л/хв, через БФЕ прямує в магістраль дизеля, 17.20 л/хв прямують в центрифугу на освітлення, і працює вона на злив мастила в картер. Потік мастила в центрифузі по відношенню до базового варіанту змінюється: анулюється масловідводяча трубка, мастило поступає по порожнистій осі вгору і у верхній частині остову через радіальні канали поступає в ротор. Очищаючись в роторі відцентровою силою, мастило через форсунки і зливне вікно в корпусі зливається в піддон.

Рисунок 6.1 Комбінований масляний фільтр

У корпусі комбінованого фільтру передбачено два клапани:

перепускний кульковий;

диференціальний (запобіжний).

Запобіжний клапан відкривається при перепаді тиску не менше 0,7МПа і закривається при перепаді тиску не більш 0,5МПа.

Диференціальний клапан управляється магістральним тиском і дозволяє оберегти фільтр від можливого накопичення надмірного масла. Відкривається такий клапан при 0,4…0,5МПа.

У паперовому елементі, що фільтрує, очищення мастила відбувається на будь-яких режимах роботи двигуна, в чому і полягає його переваги перед повнопотоковою центрифугою.

Рисунок 6.2 Паперовий масляний фільтр

Мастило потрапляє на багатозіркову штору, що фільтрує, проходить, очищаючись, через пори в папір. Розміри пор обумовлені маркою паперу і її термофіксацією. Очищене масло через перехідник і канали в корпусі потрапляє в головну магістраль двигуна. Для розділення порожнин брудного і чистого мастила у фільтрі передбачений ряд ущільнень:

штора герметично приклеюється до денець фільтроелемента;

на денцях, в місцях стикання, є гумові або паперові ущільнення;

стержень ущільнений гумовим кільцем круглого перетину, підібганого через прокладку пружиною.

Комбінований масляний фільтр працює безвідмовно в тому випадку, якщо за ним організований своєчасний догляд. Догляд не представляє великої складності і полягає в періодичній перевірці щільності з'єднань прокладок, маслопроводів, в періодичному очищенні ротора центрифуги від відкладень і своєчасній заміні БФЕ.

Науково-дослідним тракторним інститутом (НАТІ, м. Москва) були проведені дослідження стосовно дизелів сімейства СМД фільтрованих матеріалів для очищення мастила, які оцінювалися за наступними показниками якості:

ступінь очищення мастила;

маса, г/м2;

товщина, мм;

щільність, г/м3;

час фільтрування, с;

вологість %;

летючі речовини %;

вбираність: а) води %; б) смол %;

повітропроникність, с;

тонкість фільтрування і розмір пор, мкм;

опір прокачування мастила, кПа;

ступінь полімеризації і зростання непроникності просоченою смолою паперу;

сировинні матеріали;

глибина рифлення, мм.

НАТІ була розроблена методика дослідження, яка дозволила дати об'єктивну оцінку основним показникам якості фільтрувальних паперів вітчизняного і зарубіжного виробництва.

Результати досліджень показали, що вітчизняні фільтрувальні папери марок МФ-16, КФМ і БМ-120 по своїх характеристиках близькі до зарубіжних зразків. Вони були рекомендовані для виготовлення дослідної партії масляних фільтрів при проведенні лабораторних, моторних і експлуатаційних коливань.

З результатів випробувань виходить, що маслофільтри з БФЕ з паперу МФ-16 і КФМ мають нижчі показники пропускної спроможності при меншому гідравлічному опорі, чим фільтри з БФЕ з паперу БМ-120, мають високу грязеемність, а також володіють кращою характеристикою по витраті мастила і перепаду тиску, ніж вищеназвані марки паперу.

Для проектованого фільтру вибираємо папір БМ-120. Згідно ГОСТ 22.858 - 77 вибираємо типорзмір ФЕ по величині пропускної спроможності і потужності дизеля. Для даного дизеля це Е 1,7.

Проте для забезпечення заданого тиску в магістралі, з урахуванням мастила, що йде на центрифугу, необхідно збільшити продуктивність маслонасоса до 80л/хв. Це досягається збільшенням ширини робочих шестерень на 4мм. Застосування такого маслонасоса дозволяє збільшувати тиск масла в головній магістралі на величину 0,01-0,06МПа, перед входом в ПМЦ - на 0,03-0,08МПа в інтервалі температур 90-110 єС.

Були проведені випробування агрегатів очищення мастила сімейства дизелів СМД і нового запропонованого комбінованого фільтру

Таким чином, в результаті досліджень встановлено, що комбіноване очищення моторного мастила дає істотний ефект - збільшує термін служби БФЕ до 480 мотогодин очищення ротора центрифуги, тобто в два рази, а також покращує якість фільтрації масла на всіх режимах роботи дизеля, що дозволяє підвищити ресурс дизеля до 12 тис. мотогодин.

Висновки

На номінальному режимі роботи повнота відсіву повнопотокового відцентрового маслоочисника Мцн5п дизеля базового дизеля за один прохід мастила через ротор складає 58-70%, середня тонкість відсіву 7-9мкм, а на номінальному режимі роботи повнота відсіву повнопотокового маслофільтра з елементом Е 1,7 за один прохід масла через фільтр складає 45%.

Повнота відсіву не повнопоткового відцентрового маслоочисника МЦН-4Н при багатократному центрифугуванні мастила складає 88%, середня тонкість відсіву - 3мкм тобто збільшується термін служби БФЕ в два рази.

Розроблений чотиритактний тракторний чотирициліндровий рядний дизель потужністю 85 кВт і частотою обертання колінчастого валу 1800 хв^-1.

Обґрунтовано основні розміри й параметри двигуна.

Розрахунок робочого процесу дозволив отримати індикаторну діаграму. При розрахунку робочого процесу отримані наступні ефективні показники: ефективна потужність N_e = 84,82 кВт, питома ефективна витрата палива g_e = 212,3 г/кВтгод, ефективний ККД двигуна _е = 0,496.

Був проведений динамічний розрахунок, що показав, що всі динамічні реакції не перевищують припустимих рівнів, а ступінь нерівномірності обертання колінчатого вала не перевищує гранично допустиму.

Розрахунок деталей на міцність показав, що напруження в розрахункових перерізах не перевищують припустимих, а запаси міцності не менші за допустимі.

У спеціальному завданні була проведена розробка заходів, спрямованих на вдосконалення системи очищення моторного мастила.

Техніко-економічний розрахунок показав доцільність використання спроектованого двигуна. Економічний ефект у споживача за розрахунковий термін служби на один двигун складе 63768,46 грн.

8. У розділі „Охорона праці і навколишнього середовища” були розглянуті основні питання організації робочого місця інженера-конструктора.

Список використаних джерел інформації

1. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М.: „Высшая Школа”, 1971. - 344 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания. Конструкция и расчет. т.2. / Под общ. ред. проф.А.С. Орлина, М.: „МашГИз”, 1962. - 380 с.

3. Тракторные дизели: Справочник / Б.А. Взоров, А.В. Адамович, А.Г. Арабян и др.; Под общ. ред. Б.А. Взорова. - М.: Машиностроение, 1981. - 535 с., ил.

4. Каталог-справочник “Дизели СМД”. / Под редакцией академика Россельхозакадемии Л.П. Кормановского. При содействии научно - исследовательского института информации и технико - экономических исследований по инжениерно - техническому обеспечению агропромышленного комплекса (ИНФОРМАГРОТЕХ), Москва 1992.

5. Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебник. - 5-е изд., переработанное и доп. - М.: Машиностроение, 1979. - 343 с., ил.

6. Расчет и конструирование автомобильных и тракторных двигателей (дипломное проектирование): Учеб. пособие для вузов / Б.Е. Железко, В.М. Адамов, И.К. Русацкий, Г.Я. Якубенко. - Мн: Выш. Шк., 1987.247с.

7. Методические указания для выполнения дипломных проектов и выпускных квалификационных работ бакалавров „Расчёт рабочего процесса четырехтактного дизеля с помощью ЭВМ" для студентов специальности 090210-двигатели внутреннего сгорания. / Сост.А. А. Прохоренко. - Харьков: НТУ „ХПИ”, 2002. - 20 с.

8. Методические указания к курсовой работе „Динамический расчёт кривошипного-шатунного механизма двигателя" для студентов специальности 090210 - Двигатели внутреннего сгорания / Сост.Ф.И. Абрамчук, И.Д. Васильченко, П.П. Мищенко - Харьков: ХПИ, 198862с.

9. Методические указания к выполнению раздела „Охрана труда и окружающей среды" в дипломных проектах. - Харьков: ХПИ, 1992.

10. Методические указания для выполнения экономической части дипломных работ студентам дневного и заочного обучения по специальности 7.090210 (ДВС) / Сост. Л.Ф. Краснухина. - Харьков: ХГПУ, 2000. - 15 с.

11. Методические указания к курсовой работе „Оценка и выбор основных параметров четырехтактного двигателя" по курсу „Теория рабочих процессов в ДВС" для студентов специальности 0523 „Двигатели внутреннего сгорания”/ Сост.В.Г. Дьяченко. - Харьков: ХПИ. - 1987.22с.

12. Методические указания к расчету на прочность деталей шатунно-поршневой группы автотракторных двигателей / Сост.А.С. Цеслинский. - Харьков: ХПИ, 1993. - 36 с.

13. Методические указания к курсовой работе „Расчет рабочего процесса четырехтактного двигателя с газотурбинным наддувом” по курсу „Теория двигателей внутреннего сгорания” для ст. дневного и заочного обучения специальности 0523/Сост. Н.К. Шокотов. - Харьков: ХПИ, 1996. - 24 с.

14. Закон Украины "Об охране труда" в редакции 2002 г.

15. ГОСТ 12.0.003-74 ССБТ. Опасные и вредные производственные факторы. Классификация. - Введ.01.01.76.

16. ГОСТ 12.1.003. - 83. ССБТ. Шум. Общие требования безопасности. Введ.01.07.84.

17. ГОСТ 12.1.005-88. ССБТ. Общие санитарно-гигиенические требова-

18. ния к воздуху рабочей зоны. - Введ.01.01.89.

19. ГОСТ 12.1.012-90. ССБТ. Вибрационная безопасность. Общие требования безопасности. - Введ.01.01.91.

20. ГОСТ 12.1.030-81. ССБТ. Электробезопасность. Защитное заземление. Зануление. - Введ.01.07.82

21. ГОСТ 12.0.004-91 ССБТ. Пожаровзрывоопасность веществ и материалов. - Введ.01.07.92.

Размещено на Allbest.ru