_Ц = 1110^-6 1/С - коэффициент линейного расширения материала цилиндра (чугун);

_П = 2210^-6 1/С - коэффициент линейного расширения материала поршня (алюминий).

Зазор между головкой поршня и цилиндра в горячем состоянии:

t_П = 330 С - температура поршня;

t_Ц = 170 С - температура цилиндра.

Зазор между юбкой поршня и цилиндром в горячем состоянии:

t_П = 190 С - температура юбки;

t_Ц = 170 С - температура цилиндра.

5.1.2 Расчет поршневых колец

Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок (контакт с горячими газами (t = 2500…2800 С), затруднена подача смазки (полусухое трение)). Изготовляют их из серого или легированного чугуна.

Назначение колец: уплотнять, надпоршневое пространство, отводить теплоту (от поршня через кольца отводиться 60…70% теплоты), регулирование толщины несущего масляного слоя (от 6 до 12 мкм).

В зависимости от номера кольца к нему предъявляются разные требования. Различают кольца по сечению и по виду рабочей поверхности.

Расчет первого компрессионного кольца

t = 4,0 мм - радиальная толщина кольца;

Е = 1,210⁵ МПа - модуль упругости материала кольца;

m = 1,57 - коэффициент зависящий от способа надевания кольца на поршень (ручной способ);

t_К = 310 С - температура кольца;

t_Ц = 170 С - температура цилиндра;

_К = 1110^-6 1/С- коэффициент линейного расширения материала кольца;

_Ц = 1110^-6 1/С- коэффициент линейного расширения материала цилиндра;

_СВ = 13 мм - зазор в свободном состоянии;

_СМ = 0,6 мм - зазор в смонтированном состоянии;

= 0,07 мм - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя (0,06…0,08 мм).

= 1,5 мм - максимально допустимый зазор в замке кольца во время работы

.

Отношение разности между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состояниях к толщине кольца: (должно быть 3,0…4,0) .

Среднее радиальное давление прижатия кольца:

.

Допустимое значение для компрессионного кольца находятся в пределах 0,18…0,20 МПа.

Максимальное напряжение, возникающее в кольце при его работе:

, ;

Напряжения при надевании кольца на поршень:

,

.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца (должен лежать а пределах 0,35…0,52):

;



Тангенциальная сила прижатия кольца за счёт упругости:

Рис. 5.2 Эпюра давлений компрессионных колец:

а) первое компрессионное кольцо; б) второе компрессионное кольцо

.

Таблица 5.1

Значения радиальных давлений поршневого кольца на стенку цилиндра

j	0	30	60	90	120	150	180
	1,05	1,05	1,14	0,90	0,45	0,67	2,85
P, МПа	0,234	0,234	0,254	0,201	0,100	0,149	0,636

Рассчитанные выше параметры напряженно - деформированного состояния поршневых колец дизеля свидетельствуют о том, что они работоспособны.

5.1.3 Расчет поршневого пальца

Поршневой палец характеризуется ударным характером приложения нагрузки, затрудненным подводом смазки, нагреванием днища поршня. Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. Поэтому при выборе материала пальца необходимо решить компромиссную задачу - материал должен быть не хрупким (пластичным), а также износостойким, т. е. к материалу предъявляются требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные стали. Для изготовления поршневого пальца применяем сталь 12ХН3А с цементацией на глубину 0,8…1,2 мм и закалкой до твердости HRC 58…65.

Расчёт поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на верхнею головку шатуна и на бобышки, а также напряжений от изгиба и среза.

L = 78 мм - длина поршневого пальца;

d_П = 30 мм - диаметр поршневого пальца;

d₀ = 14 мм - диаметр отверстия в поршневом пальце;

а = 28 мм - ширина верхней головки шатуна;

b = 41 мм - расстояние между бобышками поршня;

Е_П = 2,110⁵ МПа - модуль упругости материала пальца (сталь 12ХН3А ГОСТ 4543 - 71).

Сила инерции в опасном сечении при расчете на номинальном режиме работы:

Расчетная сила, действующая на палец:

;

Отношение внутреннего диаметра пальца к наружному:

.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

, .

Удельное давление пальца на бобышки:

.

Напряжения изгиба в среднем сечении пальца:

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

Расчет поршневого пальца на усталость:

;

.

Амплитуда цикла нагружения:

.

Среднее напряжение цикла нагружения:

.

_-1 = 600 МПа - предел выносливости материала поршневого пальца при симметричном цикле нагружения при изгибе;

- предел выносливости материала поршневого пальца при пульсирующем цикле нагружения при изгибе.

Коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при изгибе:

.

= 0,85 - коэффициент поверхностной чувствительности;

= 0,85 - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров детали на предел выносливости при изгибе;

К = 1 - эффективный коэффициент концентрации напряжений.

Запас прочности при изгибе:

n = 3,3…4,3, но >2,0

5.2 Шатунная группа

Шатун является частью кривошипно - шатунного механизма и служит для передачи усилий от поршня к коленчатому валу и, наоборот от коленчатого вала к поршню ( в зависимости от соотношения действующих сил).

Основными элементами шатуна (рис. 5.4.) являются:

- поршневая головка, соединяемая пальцем с поршнем;

- кривошипная головка, соединяющая с шатунной шейкой коленчатого вала;

- стержень шатуна.

Рис.5.4 Расчетная схема шатунной группы

В зависимости от конструкции в комплект шатуна входят также втулки, вкладыши, болты (или шпильки) с гайками, элементы крепления вкладышей и элементы шплинтовки гаек.

При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. В связи с этим к шатуну предъявляют следующие требования:

1. Прочность и жесткость; эти требования обуславливают необходимость правильного выбора материала и разработки наивыгоднейшей формы шатуна. Ввиду знакопеременного характера нагрузок, действующих на шатун, материал его должен обладать высоким сопротивлением усталости. Такими материалами являются высококачественные углеродистые, а также легированные стали;

2. Легкость; легкость необходима для уменьшения сил инерции шатуна.

Материал шатуна - сталь 12ХН3А ГОСТ 4543 - 71.

5.2.1 Расчет поршневой головки шатуна

D_Г = 44,0 мм - наружный диаметр поршневой головки;

d = 33,0 мм - наружный диаметр втулки.

Средний радиус поршневой головки:

Толщина тела головки:

.

_З = 122 - угол заделки поршневой головки;

m_Ш = 0,9 кг - масса шатуна.

В поршневую головку шатуна запрессована бронзовая втулка. Натяг запрессовки _З = 0,04 мм. Втулка работает вместе с головкой и также воспринимает напряжения (“усиливает поршневую головку”). Кроме натяга запрессовки существует и температурный натяг за счёт разности коэффициентов линейного расширения.

_В = 1,8 10^-5 1/С - коэффициент линейного расширения втулки (бронза);

_Ш = 1,0 10^-5 1/С - коэффициент линейного расширения шатуна (сталь);

t_В = 120 С - рабочая температура втулки.

.

Суммарный натяг:

.

Сила инерции, действующая на поршневую головку шатуна: .

Сжимающая сила:

Удельная нагрузка на поршневую головку:

_Ш = 0,3 - коэффициент Пуассона для шатуна (сталь);

_п = 0,3 - коэффициент Пуассона для втулки (бронза);

Е_Ш = 2,110⁵ МПа - модуль упругости для шатуна (сталь);



Е_п = 1,1510⁵ МПа - модуль упругости для втулки (бронза).

Радиальное давление на поршневую головку от суммарного натяга:

Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:

.

Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:

.

Соотношение податливостей тела шатуна и втулки:

l_Г = 27 мм

- площадь сечения поршневой головки;

- площадь сечения втулки;

(1 - К) = 15% - доля напряжений, воспринимаемых втулкой.

Расчет поршневой головки на растяжение

Нормальная сила и изгибающий момент в сечении О - О:

;

Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы:

;

;

;

Рис. 5.5. Распределение нагрузок на поршневую головку шатуна:

а) напряжения от растягивающей силы; б) напряжения от сил сжатия.

Напряжения от растягивающей силы на наружной поверхности поршневой головки:

;

Напряжения от растягивающей силы на внутренней поверхности поршневой головки:

;

.

Расчет поршневой головки на сжатие

Значения нормальной силы и изгибающего момента в сечении 0 - 0 определяются по номограммам в зависимости от угла заделки _З и силы сжатия Р_СЖ:

;

.

Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении:

;

;

;

;



Напряжения от сжимающей силы на наружной поверхности поршневой головки:

;

.

Напряжения от сжимающей силы на внутренней поверхности поршневой головки:

;

Расчет поршневой головки шатуна на усталость:

;

.

Амплитуда цикла нагружения:

;

Среднее напряжение цикла нагружения:

Запас прочности при изгибе:

_-1 = 420 МПа - предел выносливости материала симметричном цикле нагружения при изгибе;

= 0,15 -коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при изгибе;

= 1,0 - коэффициент поверхностной чувствительности;

= 0,75 - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров детали на предел выносливости при изгибе;

К = 1 - эффективный коэффициент концентрации напряжений.

5.2.2 Расчет стержня шатуна

L_Ш = 166 мм - длина шатуна;

L₁ = 103 мм - длина стержня шатуна;

h_Ш = 30 мм; b_Ш = 20 мм; а_Ш = 8 мм; t_Ш = 6 мм.

Площадь и моменты инерции расчетного сечения В - В:

;

;

.

Сила инерции, действующая на расчетное сечение стержня шатуна:

;

.

Сила, сжимающая стержень шатуна:

.

Нормальное напряжение в сечении плоскости качания:

_В = 160 МПа.

;

,

_X = 160…250 МПа;

;

,

_Y = 160…250 МПа.

Расчет стержня шатуна на усталость.

Минимальное напряжение цикла для обоих рассматриваемых плоскостей Х - Х и Y - Y:

Напряжения в плоскости качания относительно оси Х - Х:

- амплитуда цикла нагружения;

- среднее напряжение цикла нагружения.

Запас прочности при изгибе:

_-1 = 420 МПа - предел выносливости материала при симметричном цикле нагружения при изгибе;

= 0,15 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при изгибе;

= 1,0 - коэффициент поверхностной чувствительности;

= 0,75 - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров детали на предел выносливости при изгибе;

К = 1 - эффективный коэффициент концентрации напряжений (т.к. стержень подвергают дробеструйной обработке (остаточные напряжения сжатия)).

, n = 2,2…5,0.

Напряжения в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

- амплитуда цикла нагружения;

- среднее напряжение цикла нагружения.

Запас прочности при изгибе:

_-1 = 420 МПа - предел выносливости материала при симметричном цикле нагружения при изгибе;

= 0,15 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при изгибе;

= 1,0 - коэффициент поверхностной чувствительности;

= 0,65 - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров детали на предел выносливости при изгибе;

К = 1 - эффективный коэффициент концентрации напряжений.

, n = 2,2…5,0.

5.2.3 Расчет кривошипной головки шатуна

Кривошипная головка шатуна часто рассчитывается не столько на прочность, сколько на допускаемые напряжения для обеспечения необходимой жесткости при работе шатунных вкладышей.

d_Ш.Ш. = 56 мм - диаметр шатунной шейки;

t_В = 2,1 мм - толщина стенки вкладыша;

С = 76 мм - расстояние между шатунными болтами;

L_К = 30 мм - ширина кривошипной головки.

Масса крышки шатуна:

Максимальная сила инерции:

;

Внутренний радиус кривошипной головки шатуна:

.

Момент сопротивления расчетного сечения:

.

Моменты инерции вкладыша и крышки шатуна:

;

.

Площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении:

;

.

Напряжения изгиба в расчетном сечении:

;

Зазор между шатунной шейкой и вкладышем:

.

Поперечная деформация головки:

.

5.2.4 Расчет шатунных болтов

В четырехтактных двигателях болты, стягивающие половинки кривошипной головки шатуна, подвергаются растяжению от действия сил инерции поступательно движущихся масс поршня и шатуна и вращающихся масс, расположенных над плоскостью разъёма кривошипной головки. Кроме того, болты испытывают растяжение от предварительной затяжки.

Шатунные болты (рис.5.6) должны обладать высокой механической прочностью и надежностью. Материал для изготовления шатунных болтов - сталь 40ХН.

Для легированной стали 40ХН механические характеристики:

_В = 1000 МПа - предел прочности;

_Т = 800 МПа - предел текучести.

d = 12 мм - номинальный диаметр болта;

i_Б = 2 мм - количество шатунных болтов;

d_УТ = 8 мм - диаметр утонения;

= 0,2 - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения;

y = 2,5…3,5 - коэффициент запаса надежности стыка;

t = 0,75 мм - шаг резьбы;

Рис. 5.6 Шатунный болт

- внутренний диаметр резьбы;

- средний диаметр резьбы;

- угол подъема винтовой линии;

tan = 0,2 - численно равен коэффициенту трения в резьбе.

Сила предварительной затяжки шатунных болтов:

Суммарная сила, разрывающая шатунный болт:

.

Минимальное сечение болта:

.

Напряжения возникающие в болте при растяжении:

;

.

Момент, скручивающий шатунный болт при затяжке:

.

Момент сопротивления шатунного болта кручению:

.

Напряжение, возникающее в шатунном болте при затяжке:

Запас статической прочности:

- амплитуда цикла нагружения;

- среднее напряжение цикла нагружения.

Запас усталостной прочности:

= 0,15 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при изгибе;

= 0,9 - коэффициент поверхностной чувствительности;

= 0,65 - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров детали на предел выносливости при изгибе;

К = 3,3 - эффективный коэффициент концентрации напряжений.

.

Момент на ключе:

S = 17 - размер под ключ;

d₀ = d =12 мм - диаметр отверстия под болт.

;

.

5.3 Расчет коленчатого вала

Коленчатый вал является одной из наиболее ответственных, напряженных и дорогостоящих деталей двигателя. Вал воспринимает периодические нагрузки от сил инерции поступательно движущихся масс, а также от сил инерции вращательно движущихся масс. Силы, действующие на вал, вызывают трение и изнашивание его шеек и подшипников, усталостные разрушения в местах переходов шеек в щеки, а также крутильные, изгибные, поперечные и осевые колебания.

Рис. 5.7 Расчетная схема коленчатого вала

Основные требования, предъявляемые к конструкции вала:

- достаточные прочность, жесткость и износостойкость при относительно небольшой массе;

- надежность работы при различных эксплутационных условиях;

- высокая точность изготовления шатунных и коренных шеек;

- достаточные твердость и степень чистоты обработки поверхности шеек;

- динамическая уравновешенность и отсутствие вибраций;

- разгруженность коренных подшипников от центробежных сил.

Таким образом, из - за исключительно сложных и тяжелых условий работы коленчатого вала предъявляются высокие и разнообразные требования к механическим свойствам материалов, применяемых для изготовления коленчатых валов. Материал коленчатого вала должен обладать высокой прочностью и вязкостью, большой сопротивляемостью износу и усталостным напряжениям, сопротивлением действию ударных нагрузок и твердостью.

Изготовление литых чугунных валов проще и экономичнее, при этом расходуется меньше металла и меньше времени затрачивается на обработку, чем при изготовлении стальных штампованных или кованных валов. Причем экономия металла увеличивается по мере усложнения конструкции вала, износостойкость шеек вследствие наличия в чугуне графита возрастает, надежность работы вала благодаря большой циклической вязкости чугуна повышается. Расчетная схема коленчатого вала приведена на рис. 5.7.

_В = 1000 МПа - предел выносливости;

_Т = 800 МПа - предел текучести;

_-1 = 460 МПа - предел выносливости материала коленчатого вала при симметричном цикле нагружения при изгибе;

_-1 = 230 МПа - предел выносливости при кручении;

d_КШ =62 мм - диаметр коренной шейки;

d_ШШ = 56 мм - диаметр шатунной шейки;

l_ШШ = 30 мм - длина шатунной шейки;

R = 47 мм - радиус кривошипа.

5.3.1 Расчет коренных шеек

М_{max_КШ} =888 Нм - максимальный момент, действующий на эту шейку;

М_{min_КШ} = - 305 Нм - минимальный момент, действующий на эту шейку.

Определение запаса прочности коренной шейки по касательным напряжениям.

Момент сопротивления кручению:

.

Максимальное и минимальное значения напряжения цикла:

;

.

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

;

.

Запас прочности по касательным напряжениям:

= 0,1 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при кручении;

= 0,9 - коэффициент поверхностной чувствительности;

К/ = 2,5.

, n = 2,5…3.

5.3.2 Расчет шатунной шейки

Максимальный и минимальный крутящие моменты двигателя:

М_{max_ШШ} = 1355,5 Нм - максимальный момент, действующий на эту шейку;

М_{min_ШШ} = - 464 Нм - минимальный момент, действующий на эту шейку.

Определение запаса прочности шатунной шейки по касательным напряжениям.

Момент сопротивления кручению:

.

Максимальное и минимальное значения напряжения цикла:

;

.

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

;

.

Запас прочности по касательным напряжениям:

= 0,1 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при кручении;

= 0,9 - коэффициент поверхностной чувствительности;

К/ = 2,5.

.

Определение запаса прочности по нормальным напряжениям.

Изгибающий момент, действующий в плоскости оси масляного отверстия:

-

момент действующий в плоскости, перпендикулярной плоскости кривошипа.

Максимальное и минимальное значения изгибающего момента:

;

,

где

;

.

Момент сопротивления изгибу:

.

Максимальное и минимальное напряжения цикла:

;

.

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

;

.

Запас прочности при изгибе:

_-1 = 460 МПа - предел выносливости при симметричном цикле нагружения при изгибе;

= 0,15 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при изгибе;

= 0,8 - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров детали на предел выносливости при изгибе;

К = 2,5 - эффективный коэффициент концентрации напряжений.

.

Общий запас прочности равен:

.

5.3.3 Расчет щеки коленчатого вала

В современных автомобильных и тракторных двигателях коленчатые валы изготовляются с положительным перекрытием. Расчетную схему кривошипа (рис. 6.7) в этом случае представить как рамную конструкцию затруднительно, так как каждая щека не может быть представлена в виде стойки хотя и небольшой длины, что было возможно при > 0.

Сталь 40ХН имеет механические характеристики:

_В = 1000 МПа - предел прочности при растяжении;

_-1 = 460 МПа - предел выносливости при изгибе;

_-1 = 230 МПа - предел выносливости при кручении.

Исходные данные:

r_ПЕР = 2 мм - радиус галтели при переходе от шейки к щеке;

l_кш = 34 мм - длина шатунной шейки вала;

b_Щ = 70 мм - ширина щеки;

h_Щ = 21 мм - толщина щеки.

Максимальный и минимальный изгибающие моменты в щеке равны:

;

;

,

где ;

.

Принимаем К_R = 0, считая, что центробежная сила неуравновешенных масс кривошипа полностью уравновешивается инерцией противовесов.

Определяем размер перекрытия:

.

Найдем высоту h₁ и осевой момент сопротивления W_И расчетного сечения:

;

.

Максимальное и минимальное нормальные напряжения знакопеременного цикла в расчетном сечении щеки равны:

; .

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

;

.



Запас прочности при изгибе:

_-1 = 460 МПа - предел выносливости при симметричном цикле нагружения при изгибе;

= 0,15 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при изгибе;

= 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров сечения для чугунных валов при изгибе;

К = 2,5 - эффективный коэффициент концентрации напряжений;

= 1,1 - коэффициент поверхностной чувствительности.

.

Момент сопротивления кручению шатунной шейки равен:

.

Максимальные и минимальные касательные напряжения знакопеременного цикла:

;

.

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:



; .

Запас прочности щеки при кручении:

= 0,1 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости при кручении;

= 0,9 - коэффициент поверхностной чувствительности;

К/ = 2,7.

.

Общий запас прочности равен:

.



6. РАСЧЕТ СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ

6.1 Расчет системы смазки

6.1.1 Масляный насос

Количество тепла, выделяемого при сгорании топлива в течение одной секунды.

240,14 кДж/c,

где = 42440 кДж/кг,

=20,37 кг/ч-часовой расход топлива (см. прил. 1).

= 7,2 кДж/с.

6.1.2 Циркуляционный расход масла.

,

где -плотность масла ;

-средняя теплоемкость масла ;

-температура нагрева масла в двигателе.

Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла обычно увеличивают в два раза.

.

С учетом = 0,6 - объемного КПД насоса, циркуляционный расход будет равен:

.

6.1.3 Частота вращения шестерен насоса

.

6.2 Расчет системы охлаждения

Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода тепла от нагретых деталей, для обеспечения оптимальной температуры двигателя и нормальной работы его деталей. Большая часть тепла отводится через систему охлаждения. В проектируемом двигателе применена система жидкостного охлаждения.

6.2.1 Расчет водяного насоса

Водяной насос служит для обеспечения непрерывной циркуляции воды в системе охлаждения. Наибольшее распространение получили центробежные с односторонним подводом жидкости.

Количество тепла, отводимое от двигателя водой:

-по данным теплового баланса двигателя;

-средняя теплоемкость воды;

-средняя плотность воды;

-частота вращения насоса.

Циркуляционный расход воды в системе.

,

где = 6…12 К - температурный напор воды в радиаторе.

Принимаем: = 10 К.

Расчетная производительность насоса.

,

где = 0,8…0,9 - коэффициент подачи насоса.

Скорость воды на входе в насос С1 = 1…2 м/с. Принимаем С1 = 2 м/с.

Радиус ступицы крыльчатки r = 13 мм.

Радиус входного отверстия

r = 18 мм , радиус крыльчатки на входе r = 34 мм.

Окружная скорость схода воды

14,73 м/c,

где и -углы между направлениями скоростей.

Принимаем:

гидравлический КПД насоса. Принимаем: .

Окружная скорость потока воды.

7,8 м/c.

Угол между скоростями и принимаем , при этом

.

Число лопаток на крыльчатке насоса Z =6 ;

Толщина лопаток на входе и на выходе .

Ширина лопатки на входе.

Радиальная скорость потока на выходе из колеса.

2,21 м/c;

Мощность, потребляемая водяным насосом.

,

где =0,7…0,9 - механический КПД насоса.

Принимаем =0,85

6.2.2 Расчет водяного радиатора

Радиатор представляет собой теплообменный аппарат для передачи тепла от воды, поступающей от нагретых деталей двигателя, в окружающий воздух.

Расход воздуха через радиатор.

3,9 кг/c,

где = 20...30 К - температурный перепад воздуха в решетке радиатора.

Принимаем: 25 К.

Массовый расход воды, проходящей через радиатор.

1,4 кг/c.

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор.

300,5 К,

где = 313 К - расчетная температура воздуха перед радиатором.

Средняя температура воды в радиаторе.

= 358 К,

где = 353…368 К - температура воды перед радиатором.

Поверхность охлаждения радиатора.

,

где К=140…180 - коэффициент теплопередачи для радиаторов легковых автомобилей.

6.2.3 Расчет вентилятора

Вентилятор предназначен для создания направленного воздушного потока, обеспечивающего принудительный отвод тепла от радиатора.

Напор, создаваемый вентилятором, для автомобильных двигателей обычно изменяется в пределах:

600…1000 Па. Принимаем: = 800 Па.

Плотность воздуха в радиаторе.

Производительность вентилятора.

,

Фронтовая поверхность радиатора.

,

где 16…24 м/c - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения автомобиля. Для расчета принято равным 20м/c.

Диаметр вентилятора.

.

Окружная скорость вентилятора.

68,3 м/c,

где - безразмерный коэффициент , для криволинейных лопастей равен: 2,2…2,9. Принимаем: =2,6.

Частота вращения вентилятора.

.

Принимаем: .

Мощность , затрачиваемая на привод вентилятора.

4,1 кВт ,

где - КПД вентилятора (для литых вентиляторов =0,55…0,65).

Для расчета принимаем: = 0,65.

дизель топливо форсунка турбонаддув



7. ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ РАЗДЕЛ

7.1 Обзор систем впрыска

Дизельные двигатели отличаются высокой экономичностью. Начиная с момента создания первого серийного ТНВД фирмы Воsсh в 1927 г., системы впрыска постоянно совершенствуются.

Дизели выпускаются в различных модификациях, в числе которых:

* силовые агрегаты для мобильных дизель-генераторов (до 10 кВт/цилиндр);

* быстроходные дизели для легковых и легких грузовых автомобилей (до 50 кВт/цилиндр);

* дизели для строительных, сельскохозяйственных и лесотехнических машин (до 50 кВт/цилиндр);

* дизели для тяжелых грузовых автомобилей, автобусов и тягачей (до 80 кВт /цилиндр);

* стационарные дизели, например для аварийных систем электроснабжения (до 160 кВт/цилиндр);

* дизели для тепловозов и судов (до 1000 кВт/цилиндр).

Требования

Большие ограничения по уровню эмиссии ОГ и уровню шума работы, наряду с обеспечением более низкого расхода топлива, постоянно формируют новые требования к системе впрыска дизельных двигателей.

Принципиально система впрыска должна обеспечивать хорошее смесеобразование в соответствии с заданным процессом сгорания топлива (непосредственный впрыск или разделенные камеры сгорания) и работу с высоким давлением (в настоящее время -- от 350 до 2050 бар) в камере сгорания дизеля, а также дозировать при этом подачу топлива с максимальной точностью. Регулирование нагрузки и частоты вращения коленчатого вала дизеля производится изменением величины цикловой подачи топлива без дросселирования подаваемого воздуха.

Механические регуляторы частоты вращения коленчатого вала в системах впрыска для дизелей все более вытесняются электронными системами регулирования. Новые дизели легковых и грузовых автомобилей комплектуются исключительно такими системами.

Типы конструкций

Задача системы впрыска для дизелей состоит в том, чтобы подавать топливо под высоким давлением в камеру сгорания цилиндра в нужном количестве и в нужный момент.

Форсунки в зависимости от используемого процесса впрыскивания устанавливаются в основную или дополнительную камеру сгорания. Если форсунки механические, то они открываются при определенной величине давления топлива, единой для всей системы впрыска. Закрытие форсунок происходит при падении давления топлива. Основное различие между системами впрыска состоит в механизме создания высокого давления. Из-за последнего все компоненты системы должны быть прецизионно изготовлены из высокопрочных материалов и точно подогнаны друг к другу.

7.1.1 Рядные ТНВД

а) Стандартные рядные ТНВД типа РЕ

Рис. 7.1 принцип работы рядного ТНВД

Рядные ТНВД 9 (Рис 7.1) комплектуются плунжерными парами, состоящими из плунжера 4 и гильзы 1, по числу цилиндров двигателя. Плунжер смещается в направлении подачи встроенным в ТНВД кулачковым валом 7, приводимым от двигателя. Возвратная пружина 5 отжимает плунжер назад. Отдельные секции таких ТНВД располагаются, как правило, в ряд (поэтому насос и носит название «рядный»).

Когда верхний торец плунжера при движении вверх перекрывает впускное окно 2, давление начинает повышаться. Этот момент называется началом нагнетания. Плунжер продолжает двигаться вверх, создавая избыточное давление, под действием которого подвижная игла в форсунке открывает отверстие распылителя и топливо впрыскивается в камеру сгорания.

Когда регулирующая кромка 3 спиральной канавки плунжера открывает впускное окно, куда топливо через канавку может перетекать обратно, давление сбрасывается. Игла распылителя форсунки перекрывает отверстие, и впрыскивание заканчивается.

Ход плунжера между закрытием и открытием впускного окна называется активным ходом. Положение регулирующей кромки плунжера относительно впускного окна меняется поворотом плунжера вокруг своей оси рейкой ТНВД. Таким образом, изменяется величина активного хода, что позволяет регулировать величину цикловой подачи. Рейка управляется механическим центробежным регулятором или электрическим приводом.

б) Рядные ТНВД с дополнительной втулкой

Эти топливные насосы отличаются от обычных дополнительной втулкой 8 (рис.7.2) подвижно размещенной на плунжере. Изменяя ее расположение (и соответственно меняя положение впускного окна) с помощью исполнительного механизма, можно обеспечить «предход» -- изменять ход 9 плунжера до закрытия впускного окна. Этим достигается возможность регулирования момента начала впрыскивания независимо от частоты вращения коленчатого вала.

Рис. 7.2 Принцип работы рядного ТНВД с дополнительной втулкой

7.1.2 Распределительные ТНВД

Распределительные ТНВД оснащаются единым нагнетающим элементом высокого давления для всех цилиндров. Шиберный топливоподкачивающий насос нагнетает топливо в камеру 6 высокого давления, которое создается с помощью аксиального плунжера 4 (рис. 7.3.) или нескольких радиальных плунжеров 4 (рис.7.4.). Вращающийся центральный плунжер-распределитель открывает и закрывает распределительные отверстия, направляя топливо через распределительный паз 8 к отдельным форсункам двигателя. Продолжительность впрыскивания может изменяться перемещением регулирующей втулки 5 (рис. 7.3) или с помощью электромагнитного клапана 5 высокого давления (рис.7.4.).

а) Распределительные ТНВД с аксиальным движением плунжера

Кулачковая шайба 3 (рис. 7.3.), жестко соединенная с плунжером-распределителем, приводится во вращение от двигателя. Число кулачков, выполненных в виде выступов на рабочей поверхности шайбы, соответствует числу цилиндров двигателя. Шайба обкатывается по роликам 2, при наезде на которые кулачки приводят вращающийся плунжер-распределитель в дополнительное возвратно-поступательное движение. По мере вращения приводного вала плунжер-распределитель совершает столько ходов, сколько требуется по числу цилиндров двигателя.

В аксиальных ТНВД с механическим центробежным регулятором или исполнительным механизмом, управляемым электроникой, величины активного хода плунжера и цикловой подачи определяет положение регулирующей втулки 5 (рис.7.3.). Установка момента начала впрыскивания происходит поворотом роликового кольца на необходимый угол 1 (рис.7.3).

Рис 7.3 Принцип действия распределительного ТНВД с аксиальным движением плунжера

б) Распределительные ТНВД с радиальным движением плунжеров

Также снабжен кулачковой шайбой 3, только, в отличие от аксиальных ТНВД, не торцевой, а кольцевой (рис.7.4.). Кроме того, имеется от двух до четырех радиальных плунжеров 4, создающих высокое давление топлива. С помощью таких ТНВД могут достигаться более высокие значения давления впрыскивания, чем у аксиальных ТНВД. Они отличаются к тому же более высокой механической прочностью.

Рис. 7.4. Принцип действия распределительного ТНВД с радиальным движением плунжера и распределением топлива с помощью электромагнитного клапана

Регулировка момента впрыскивания может осуществляться сдвигом кулачковой шайбы. Момент начала впрыскивания и продолжительность впрыскивания у этих ТНВД регулируется исключительно электромагнитным клапаном.

в) Распределительные ТНВД, регулируемые электромагнитным клапаном. В таких ТНВД дозирование цикловой подачи, равно как и изменение момента начала впрыскивания, происходит с помощью электромагнитного клапана высокого давления, оснащенного системой электронного регулирования. Один или два электронных блока этой системы (для ТНВД и двигателя) в нужный момент выдают управляющие и распределительные сигналы. Если электромагнитный клапан закрыт, давление в камере 6 высокого давления нарастает. Если он открыт, давление не увеличивается и топливо не попадает в магистрали, ведущие к форсункам.

7.1.3 Система индивидуальных ТНВД

Индивидуальные ТНВД, каждый из которых рассчитан на работу с одной форсункой, изначально применялись для двигателей судов, тепловозов, строительных машин, а также малых моторов. Они используются, кроме того, при эксплуатации дизелей на вязких видах дизельного топлива.

Рабочий процесс аналогичен происходящему в рядных ТНВД типа РЕ. Индивидуальные насосы -- как все одноцилиндровые системы -- не имеют собственного кулачкового вала. Их приводные кулачки расположены на распределительном валу механизма газораспределения дизеля.

У больших двигателей гидромеханический или электронный регулятор частоты вращения коленчатого вала расположен непосредственно на картере.

Величина цикловой подачи, определяемая регулятором частоты вращения, устанавливается с помощью рейки, единой для нескольких ТНВД.

Из-за прямой связи плунжера с кулачковым валом установка момента начала впрыскивания простым поворотом вала невозможна. Здесь перестановка угла в пределах нескольких градусов поворота достигается установкой промежуточного элемента. Возможно также управление при помощи электромагнитного клапана.

Рис. 7.5 Принцип действия насос-форсунок

Рис. 7.6 Принцип действия индивидуального ТНВД с электромагнитным клапаном

а) Насос-форсунки (система UIS)

В насос-форсунке системы UIS (UIS -- Unit Injector Sistem) ТНВД и форсунка объединены в единый агрегат (рис. 7.5). Насос-форсунка устанавливается на каждый цилиндр двигателя. Она приводится в действие от кулачка распределительного вала двигателя непосредственно толкателем или через коромысло.

Так как здесь отсутствуют магистрали высокого давления, то в форсункемогут быть достигнуты существенно более высокие (до 2050 бар) величины давления впрыскивания, чем в рядных или распределительных ТНВД. Протекание впрыскивания регулируется электромагнитным клапаном 3 высокого давления.

б) Система индивидуальных ТНВД с электромагнитным клапаном

Система индивидуальных ТНВД с электромагнитным клапаном UPS (UPS -- Unit Рumр Sistem) в принципе работает так же, как и предыдущая (рис. 7.5). Отличие заключается в том, что форсунка и насос не являются единым агрегатом их соединяет короткая магистраль 3 высокого давления. Это разделение элементов упрощает конструкцию и ее монтаж на двигателе. На каждый цилиндр приходится по форсунке, трубопроводу и насосной секции. Каждый плунжер приводится от кулачка 6 распределительного вала двигателя.

Как и у насос-форсунок, начало и продолжительность впрыскивания регулируются электроникой через быстродействующий электромагнитный клапан 4 высокого давления.

7.1.4 Система Соmmon Rail

В аккумуляторной системе впрыска Соmmоn Rail (иногда обозначается как СR) функции создания высокого давления и впрыскивания разделены (рис. 6). Давление впрыскивания создается и регулируется автономным ТНВД 1 независимо от частоты вращения коленчатого вала и величины цикловой подачи. Оно поддерживается в топливном аккумуляторе 2 давления для последующего впрыскивания.

Эта система предоставляет гораздо большие возможности для варьирования параметров впрыскивания топлива, чем предыдущие.

В каждый цилиндр двигателя устанавливается форсунка. Впрыскивание топлива осуществляется открытием и закрытием электромагнитного клапана 3 высокого давления. Момент впрыскивания и цикловая подача регулируются электронным блоком управления.

Рис. 7.7 Принцип действия аккомуляторной системы Common Rail

7.2 Оценка топливной аппаратуры различных типов с точки зрения организации управления процессом топливоподачи

Сравнение систем топливоподачи должно проводиться с учетом их технических характеристик. Результаты проведённого анализа систем топливоподачи представлены на плакате №5 графической части проекта. В настоящее время в качестве основного параметра топливной аппаратуры рассматривается максимальное давление впрыскивания. Обеспечение современных жестких требований к токсичности ОГ дизелей возможно только при повышении давлений впрыскивания. Проведенный анализ также показал, что переход от показателей токсичности ОГ, соответствующих требованиям норм EURO - 1, к показателям уровня требований норм EURO - 2 должен сопровождаться повышением максимальных давлений впрыскивания с 70-80 до 90-100 МПа. Дальнейшее улучшение экологических показателей дизелей до уровня требований норм EURO - 3 возможно при повышении максимальных давлений впрыскивания до 110-130 МПа. Такая же закономерность повышения давлений впрыскивания подтверждена исследованиями фирмы ВКМ (США). По данным этой фирмы, при увеличении давления впрыскивания с 50 до 100 МПа эффективность рабочего процесса быстроходного дизеля повышается на 30%, а при дальнейшем повышении этого давления до 150 МПа эффективность рабочего процесса возрастает только на 2%, а затем начинает ухудшаться. При этом значительно возрастают затраты энергии на привод аппаратуры и растут утечки топлива, что ограничивает целесообразное повышение давления впрыскивания уровнем 100-150 МПа.

Из этого следует, что упомянутые давления впрыскивания обеспечиваются и топливной аппаратурой с традиционными ТНВД, и системами топливоподачи аккумуляторного типа. Еще более высокие давления впрыскивания характерны для систем топливоподачи с насос-форсунками, которые фирмой R. Bosch выпускаются в ограниченном количестве. Применение таких неразделенных систем топливоподачи может быть рекомендовано в дизелях с увеличенным рабочим объемом, в которых целесообразный уровень максимальных давлений впрыскивания достигает 150-160 МПа и более.

Как отмечено выше, увеличение давления впрыскивания топлива оказывает противоположное влияние на эмиссию наиболее значимых токсичных компонентов ОГ - твердых частиц (ТЧ) и оксидов азота N0. В Рейнско-Вестфальском ВТУЗ (г. Ахен) исследовался дизель размерности S/D=13,8/12,7, с неразделенной КС и объемным смесеобразованием. Дизель был поочередно оборудован рядным ТНВД типа РР39 фирмы R.Bosch с подвижной отсечной втулкой, регулирующей УОВТ, и насос-форсункой фирмы Lucas. ТНВД обеспечивал максимальные давления впрыскивания до 140 МПа, а насос-форсунка - до 200 МПа. Приведенные характеристики получены путем изменения угла опережения впрыскивания. Исследования показали, что повышение давления впрыскивания и соответствующее уменьшение его продолжительности приводят к уменьшению выбросов ТЧ, но и к одновременному увеличению выбросов NO_Х. При переходе с рядного ТНВД на насос-форсунку продолжительность впрыскивания уменьшилась с 36 до 32° п.к.в., выбросы ТЧ снизилась в 3-6 раз, а выбросы NO_Х возросли 2-3 раза. Поэтому при выборе типа аппаратуры необходимо учитывать возможность компромисса между эмиссиями этих двух токсичных компонентов ОГ. Преимущества и недостатки различных типов ТПА исследовались фирмой Nissan Disel Со. (Япония) на четырехцилиндровом V-образном дизеле размерности 15/15 (рабочий объем V_h= 2,64 дм³, степень сжатия - 17,3, тороидальная КС). Исследуемый дизель поочередно был оборудован рядным ТНВД, насос-форсунками и аккумуляторной системой типа Common Rail. Рядный ТНВД и система Common Rail исследовались с распылителями, имеющими семь распыливающих отверстий диаметром с d_р=0,21 мм, а насос-форсунки - с семиструйным распылителем с d_р=0,19 мм. Зависимость давлений впрыскивания от скоростного режима работы дизеля, представленная на плакате, свидетельствует о возможности обеспечения постоянства максимального давления впрыскивания на уровне р_{ф тах}=120 МПа при использовании системы Common Rail. Системы топливоподачи с рядным ТНВД и с насос-форсунками имеют характеристики давлений впрыскивания с р_ф тах⁼160 МПа на номинальном режиме (при п=2200 мин'¹) и с P_{ф mах}=75-90 МПа на режиме с n=1000 мин'¹. Таким образом, все три исследуемые системы топливоподачи обеспечивают упомянутый выше требуемый уровень максимальных давлений впрыскивания (100-150 МПа). Возможность обеспечения постоянства р_{ф тах} при использовании системы Common Rail является в большей степени теоретической, поскольку на практике давление в аккумуляторе этой системы изменяется в широких пределах: от 50 МПа на режимах с малыми частотой вращения и нагрузкой до 135-140 МПа на номинальном режиме.

Представленные экспериментальные данные по исследуемому дизелю также не позволяют выявить значительных преимуществ той или иной системы топливоподачи. Так, эмиссии оксидов азота при использовании трех рассматриваемых систем топливоподачи являются сопоставимыми. Дымность ОГ К_х в зоне наибольших выбросов сажи для систем с рядным ТНВД и системой Common Rail примерно одинакова. Снижение дымности ОГ и улучшение экономичности дизеля, оснащенного насос-форсунками, сравнительно невелико и, по-видимому, достигнуто за счет уменьшения диаметра сопловых каналов распылителя (с d_р =0,21 мм до d_р =0,19 мм). При использовании рядного ТНВД и системы Common Rail разница удельных эффективных расходов топлива не превышает 4 г/(кВт-ч).

Еще одним требованием, предъявляемым к системам топливоподачи дизелей, является возможность оптимизации характеристик топливоподачи на различных режимах работы. Поэтому большинство современных систем топливоподачи оборудуются электронными регуляторами топливоподачи. Несмотря на очевидные преимущества электронных систем управления топливоподачей, продолжается выпуск и эксплуатация механических и гидромеханических регуляторов, а также электромеханических САУ, включающих электронный и дублирующий его механический регуляторы. Как отмечено выше, применение таких регуляторов обусловлено их высокой надежностью, простотой обслуживания в эксплуатации и, как правило, их меньшей стоимостью.

Анализ преимуществ и недостатков различной ТПА с точки зрения возможностей управления процессом топливоподачи проведен фирмой Caterpillar (США). Системы топливоподачи различных типов оценивались по следующим критериям: по возможности независимого от режима работы дизеля и других факторов управления законом подачи топлива, началом впрыскивания, его давлением, а также по возможности управления минимальной ЦПТ. При этом использовалась трехбальная шкала оценки (максимальная оценка - 3 балла, минимальная -0 баллов). Затем определялась сумма баллов. Можно отметить, что гибкое управление законом подачи топлива (в том числе обеспечение двухстадийного впрыскивания) осуществляется в системе Common Rail и в системах топливоподачи с форсунками и насос-форсунками с электронным управлением. Но при этом следует отметить, что оценка фирмой Caterpillar систем топливоподачи с ТНВД по этому критерию не совсем корректна (выставлены нули), поскольку применение в них двухпружинных форсунок также позволяет получить двух-стадийное впрыскивание.

Возможность независимого управления началом топливоподачи (УОВТ) имеется во всех рассматриваемых системах при их оснащении электронными регуляторами.

Повышение давления впрыскивания обычно достигается путем увеличения диаметра плунжера ТНВД или насос-форсунки. Это часто приводит к сложностям подачи малых доз топлива на режимах холостого хода. Поэтому важным критерием оценки ТПА является обеспечение подачи минимальной управляемой дозы топлива.

Наибольшими преимуществами в соответствии с представленной методикой оценки ТПА обладают система Common Rail и система топливоподачи с насос-форсунками с электрогидравлическим управлением. Нисколько не уступает им система с насос-форсунками с электронным управлением. Близкие показатели имеет топливная аппаратура с ТНВД и электронным управлением. Наименее перспективны системы с ТНВД и с насос-форсунками с механическим управлением процессом топливоподачи. Несмотря на некоторый субъективизм приведенного анализа, он позволяет выявить тенденции дальнейшего совершенствования топливной аппаратуры транспортных и автотракторных дизелей.

ТПА с насос-форсунками выпускается фирмой R. Bosch в ограниченном количестве, но она нашла достаточно широкое применение, особенно в дизелях грузовых автомобилей. Преимуществом этой аппаратуры, имеющей меньшие объемы полостей по сравнению с разделенными системами, является возможность получения высоких давлений впрыскивания (до 200 МПа и выше). Устанавливается ТПА с насос-форсунками и на ряде легковых автомобилях фирм Volkswagen, Land Rover и др.

По мнению руководства фирмы Caterpillar, в ближайшее время системы топливоподачи типа МЕUI и НEUI с насос-форсунками найдут преимущественное применение. Вероятность использования систем МЕUI и НЕUI в дизелях большегрузных автомобилей в 2008-2010 гг. составит 50-67%, а системы типа Common Rail - 33-50%.

Устанавливается ТПА с насос-форсунками и на некоторых легковых автомобилях. Так, на автомобилях Lupo фирмы Volkswagen применены насос-форсунки фирмы Lucas с механическим приводом плунжеров, обеспечивающие давления впрыскивания до 200 МПа. На автомобиле Discovery фирмы Land Rover использованы насос-форсунки фирмы Lucas Varity с механическим приводом плунжеров, электронным управлением и максимальным давлением впрыскивания до 150 МПа.

Обобщая изложенное, можно отметить, что проведенный анализ не позволил выявить однозначных преимуществ той или иной топливной аппаратуры. Для силовой установки конкретного транспортного средства ТПА подбирается с учетом всего комплекса ее положительных и отрицательных качеств. Например, в быстроходных дизелях небольшой мощности для легковых автомобилей преимущественное распространение имеет ТПА с распределительными ТНВД, системой насос-форсунок и системой типа Common Rail. Такое разнообразие ТПА транспортных и автотракторных дизелей сохранится и в обозримом будущем.

Из вышесказанного следует что более перспективной в области улучшения системы топливоподачи является система насос-форсунок, т.к. она обеспечивает наибольшие давления впрыскивания, что способствует лучшему смесеобразованию. Так же одной из основных определяющих, выбора этой системы, является возможность регулирования и обеспечения многостадийного впрыска топлива.

7.3 Принцип действия и конструкция системы насос-форсунок

7.3.1 Конструкция

Насос-форсунка впрыскивает в камеру сгорания топливо в момент, определяемый блоком управления, в нужном объеме и под требуемым давлением, на всех режимах работы дизеля. Благодаря компактности и универсальности конструкции агрегата применение магистрали высокого давления не требуется, что улучшает протекание процесса впрыскивания.

Рис 7.8 Конструкция насос-форсунки для двигателя легкового автомобиля

- Размещение и привод

Насос-форсунка устанавливается непосредственно в головку блока над каждым цилиндром двигателя. Встроенный в насос-форсунку распылитель 4 входит в камеру сгорания 8. Распределительный вал 2 двигателя имеет по кулачку привода на каждую насос-форсунку. Подъем каждого кулачка передается через коромысло 1 на плунжер насоса, совершающий при этом возвратно-поступательные движения.

Помимо регулирования при помощи электромагнитного клапана, момент начала впрыскивания и величина цикловой подачи зависят от реальной скорости движения плунжера, которая определяется формой кулачка. Нагрузки, возникающие при работе механизма подачи топлива, приводят к возникновению крутильных колебаний распределительного вала, что негативно отражается на характеристиках впрыскивания и межцикловой стабильности. Для снижения этих колебаний настоятельно необходимо исполнение усиленного механизма подачи топлива, т. е. привода распределительного вала, самого вала (который обычно усиливают на кручение), коромысел и их опор.