Криво-шатунный механизм

В двигателе применена комбинированная система смазывания.

Подшипники коленчатого и распределительного валов, втулки промежуточной шестерни и шестерни привода топливного насоса, а также механизм привода клапанов смазывается под давлением от шестеренчатого насоса 1. Гильзы, поршни, поршневые пальцы и кулачки распределительного вала смазываются разбрызгиванием.

Очистка масла осуществляется в центрифуге 3.

Шестеренчатый насос подает масло по патрубку и каналам блока в центробежный фильтр 3. Из центрального фильтра очищенное масло поступает в радиатор 2 для охлаждения. Их радиатора охлажденное масло поступает в магистраль дизеля. При пуске дизеля холодное масло вследствие большого сопротивления радиатора через редукционный (Радиаторный) клапан 6 поступает непосредственно в магистраль двигателя, минуя радиатор. Предохранительный клапан (клапан центробежного маслоочистителя) 7 отрегулирован на давление 0, 65...0, 7 МПа (6,5...7,0 кгс/см²) и служит для поддержания указанного давления перед ротором центрифуги. При повышении давления масла на входе в ротор выше 0,7 МПа.часть неочищенного масла сливается через клапан в картер дизеля. Сливной клапан 8 отрегулирован на давление 0,2...0,3 МПа (2,0...3,0 кгс/см²) и служит для поддержания необходимого давления масла в главной магистрали дизеля. Избыточное масло сливается через клапан в картер дизеля.

Очищенное и охлажденное масло поступает их главной магистрали дизеля по каналам в блоке цилиндров ко всем внутренним подшипникам коленчатого вала и втулкам распределительного вала. От коренных подшипников масло по каналам в коленчатом валу поступает к втулкам промежуточной шестерни и шестерни привода топливного насоса, а так же к топливному насосу и регулятору. Детали клапанного механизма смазываются маслом, поступающим от задней шейки распределительного вала по каналам в блоке и головке цилиндров и специальной трубке во внутреннюю полость оси коромысел 4.

6.1 Расчет масляного насоса

Расчет масляного расчета заключается в определении его необходимой подачи и размеров шестерен этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла. Вопрос о расходе масла рассматривается на основании теплового баланса двигателя.

В современных двигателях теплоотдача в масло Q_м на номинальном режиме работы составляет 1,5...3 % от Q₀ - теплоты сгорания топлива в цилиндрах двигателя, если поршни не охлаждаются маслом



,(6.1)

где Н_н - удельная низшая теплота сгорания топлива (для диз. топлива Н_н = 42500 кДж/кг);

G_т - часовой расход топлива (на основании теплового расчета G_т = 10,9 кг/час).

Определяем циркуляционный расход масла

, (6.27 [1])

где с_м - плотность масла (с_м = 0,91 т/м³)

С_м - удельная теплоемкость масла (С_м = 1,88...2,09 кДж/к ?С)

_?t_м - степень подогрева масла (_?t_м = 10 - 15 ?С)

Определяем действительную подачу насоса

Повышенная подача необходима для создания требуемого давления масла в магистрали при работе двигателя на всех режимах и при любой температуре масла. Такая подача обеспечивает нормальное давление в системе при увеличении зазоров в сопряжениях по мере изнашивания деталей двигателя



Определяем теоретическую подачу насоса

, (6.29 [1])

где з_н - механический КПД насоса (0,6...0,8).

Принимаем допустимую окружную скорость шестерни на внешнем диаметре х₂ = 6 м/с, т.к. х₂ < 8...10 м/с. выбираем частоту вращения вала насоса n_н (мин^-1) с учетом того, что отношение частот вращения коленчатого вала и ведущей шестерни насоса для дизеля лежит в пределах 0,7 - 1.

Определяем наружный диаметр шестерен насоса

, (6.30 [1])

Задаем стандартный модуль зацепления

m = 4,5 мм, (m = 3,5...5 мм), число зубьев Z = 9, (Z = 7...12). Уточняем D_ш.

Определяем требуемую длину (мм) зубьев

, (6.32 [1])

Мощность (кВт), затрачиваемая на привод насоса

, (6.33 [1])

где з_нм - механический КПД насоса (0,85...0,9)

Р_н - давление, развиваемое насосом (Р_н = 0,7 Мпа - см. описание системы смазывания).

Вместимость системы смазывания

6.2 Расчет центрифуги

Центрифуга представляет собой центробежный фильтр тонкой очистки масла от механических примесей. Качественная очистка масла возможна лишь в случае, если привод центрифуги будет обеспечивать

а) высокие угловые скорости ротора (5000...7000 мин^-1)

б) частоту вращения ротора, не зависящую от скоростного режима двигателя.

в) простоту конструкции, длительный срок службы.

Центрифуга - полнопоточная, привод гидрореактивный двухсопловый.

Частота вращения ротора центрифуги

, (6.36 [1])

где V_цр - расход масла ч/з сопла центрифуги;

V_цр = 0,2V_ц = 0,2?0,214 = 0,0428 м/с

R - расстояние от оси сопла до оси вращения ротора (R = 20 мм);

е = 1 - коэффициент сжатия струи в отверстии сопла.

Вместимость ротора 0,8 л соответствует а = 0,8 Нмм,

b = 0,52?10^-2 Нмм/мин^-1

Диаметр сопла d_с = 1,5 мм

Площадь сечения отверстия сопла

Для расчета давления масла на входе в центрифугу выбираем коэффициент расхода м = 0,84 и коэффициент гидравлических потерь Ш =0,3.

(6.2)

6.3 Расчет радиатора

Расчет масляного радиатора заключается в определении площади его охлаждающей поверхности.

Q'_м - количество теплоты, отдаваемой радиатором должно составлять 50...75 % теплоты Q_м, отводимой маслом от двигателя. Циркуляционный расход масла через радиатор V_рад = V_ц = 0,214 л/с.

Температура масла на выходе из радиатора, t_{рад.вых} = 80 ?С.

(6.3)

Средняя температура масла

(6.4)

Средняя температура охладителя

,(6.5)

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

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

Площадь (м²) поверхности радиатора, омываемой охлаждающим телом

(6.6)

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

Толщина стенки радиаторных трубок

Скорость масла в них - 0,1...0,5 м/с.

6.4 Расчет шатунного подшипника скольжения

Диаметр шатунной шейки d_шш = 68 мм;

Длина подшипника l_ш = 38 мм;

Диаметральные зазоры ?_min = 0,057 мм;

?_max = 0,131 мм;

Радиальные зазоры д_min = 0,0285 мм;

д_max = 0,0655 мм.

Рисунок 6.1 - Положение вала в подшипнике.

Относительные зазоры

Минимальная толщина масляного слоя

(6.7)

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

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

м = 0,00657 Нс/м²

Величина критического слоя масла



Коэффициент запаса надежности подшипников

(6.8)

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

7. Расчет системы охлаждения

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

К системе охлаждения предъявляют следующие требования

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

сравнительно небольшие затраты мощности на охлаждение;

компактность и малая масса;

эксплуатационная надежность;

малая материалоемкость и себестоимость.

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

7.1 Расчет радиатора

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

, (6.1 [1])

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

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

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

Расход воздуха (м³/с), проходящего через радиатор

(6.2. [1])

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

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

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

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

, (6.3 [1])

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

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

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

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

.

Средняя температура жидкости в радиаторе

, (6.4 [1])

Средняя температура воздуха, проходящего через радиатор

, (6.5 [1])

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

Необходимая площадь (м²) поверхности охлаждения радиатора

, (6.6 [1])

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

Принимаем k_ж = 90 Вт/м² ?С

Площадь фронтовой поверхности радиатора (м²)

, (6.8 [1])

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

Глубина сердцевины радиатора (мм)

, (6.6 [1])

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

7.2 Расчет вентилятора

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

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

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

, (6.10 [1])

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

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

с_в = 1,04 кг/м³

Диаметр вентилятора (м)

, (6.11 [1])

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

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

Частота вращения вентилятора (мин^-1)

, (6.12 [1])

Мощность (кВт), потребная для привода вентилятора

, (6.13 [1])

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

7.3 Расчет насоса охлаждающей жидкости

Расчетная подача водяного насоса (л/с)

, (6.14 [1])

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

Радиус r₁ (м) входного отверстия крыльчатки насоса

, (6.15 [1])

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

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

Окружная скорость схода жидкости (м/с)

, (6.16 [1])

где б₂ и в₂ - угол между направлениями С₂ и U₂, W₂ и U₂

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

з_г - гидравлический КПД насоса (0,6...0,7).

Для обеспечения з_г = 0,6...0,7 принимаем б₂ = 8...12 ?, в₂ = 32...50 ?.

Принимаем б₂ = 9 ?, в₂ = 42 ?, з_г = 0,67, Р_ж = 8,5?10⁴ Па.

Радиус крыльчатки на выходе

Окружная скорость потока жидкости на входе (м/с)

, (6.18 [1])

Угол определяется исходя из того, что угол б₁ между векторами скоростей С₁ и U₁ = 90 ?.

, (6.19 [1])

На основании полученных данных производится профилирование лопасти. Как правило, лопасти профилируются по дуге окружности. Для этого проводя внешнюю окружность крыльчатки радиусом r₂, а внутреннюю - радиусом r₁, в произвольной точке В на внешней окружности строим угол в₂. От радиуса ОВ строится угол в₁ + в₂. Через точки В и К проводится линия ВК, которая продолжается до пересечения с окружностью входа (точка А). Из середины отрезка АВ (точка L) проводится перпендикуляр к линии ВЕ (точка Е), а из точки Е - дуга, являющаяся искомым очертанием лопасти.

Радиальная скорость схода охлаждающей жидкости (м/с)

, (6.20 [1])



Ширина лопастей на входе b₁ и на выходе b₂ определяется

, (6.21 [1]);

, (6.22 [1]);

где z - число лопастей на крыльчатке,

д - толщина лопастей, мм

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

Принимаем z = 6, д = 3 мм

Мощность (кВт), потребляемая водяным насосом

, (6.23 [1])

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

Вместимость систем жидкостного охлаждения тракторных дизелей

;

8. Расчет системы пуска двигателя

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

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

8.1 Расчет пускового устройства

Выбираем марку масла и задаем его расчетную кинематическую вязкость.

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

Масло моторное (см. расчет системы смазывания)

Летнее - М 10 Г₂ по ГОСТ 8581-78;

или - М 10 В₂ по ГОСТ 8581-78;

Зимнее - М 8 Г₂ по ГОСТ 8581-78;

или - М 8 В₂ по ГОСТ 8581-78.

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

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

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

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

А = 2550?4,75 = 10687,5

Для рядных тракторов дизелей расчетный момент сопротивления определяем следующим образом

Определяем момент сопротивления при вязкости масла равной 1000 мм²/с

(6.51 [1])

где D - диаметр цилиндра.

По найденному значению М₁₀₀₀ определяем расчетное значение

, (6.52 [1])

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

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

Требуется мощность пускового устройства

, (6.53 [1])

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

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

По этому значению подбираем электростартер - СТ-212.

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

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

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

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

Заключение

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

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

Двигатель обладает хорошей топливной экономичностью на всех режимах его работы.

Высокая удельная мощность и малые габаритные размеры

Двигатель обеспечивает надежность его пуска при низких температурах

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

Список использованных источников

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

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

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

Размещено на Allbest.ru