Расчет двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

Курсовой проект по дисциплине Автомобильные двигатели состоит из 2-х частей.

Пояснительная записка выполнена на 71 листах и включает в себя 9 рисунков и 9 таблиц.

В пояснительной записке рассматриваются следующие разделы: выбор и обоснование для теплового расчета, тепловой расчет двигателя, сравнение данных и построение индикаторной диаграммы, построение внешней скоростной характеристики двигателя, тепловой баланс двигателя, определение основных размеров и параметров проектируемого двигателя, сравнение их с размерами и параметрами двигателя-прототипа, кинематический расчет и построение графиков пути, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала, определяется средний крутящий момент двигателя, проводится построение полярной диаграммы результирующей силы Rш ш, действующую на шатунную шейку коленчатого вала и, с помощью ее строится диаграмма износа шатунной шейки, определяется крутящий момент одного цилиндра, определяются газовые, инерционные и суммарные силы, действующие на кривошипно - шатунный механизм и приводится график зависимости этих сил от угла поворота коленвала, дается краткое описание конструктивного узла, а именно системы смазки и ее расчет.

Графическая часть включает в себя сборочный чертеж шатунной группы и чертеж поперечного разреза двигателя, которые выполнены на формате А1

двигатель тепловой баланс кинематический

Оглавление

1. Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчёта

2. Метод теплового расчета

2.1 Процессы выпуска и впуска

2.2 Процесс сжатия

2.3 Процесс сгорания

2.4 Процесс расширения

3. Индикаторные и эффективные показатели ДВС

4. Основные размеры и параметры ДВС

5. Построение индикаторной диаграммы рабочего цикла

6. Внешняя скоростная характеристика ДВС

7. Тепловой баланс ДВС

8. Кинематический расчет двигателя

9. Динамический расчет двигателя

10. Построение графика суммарного крутящего момента

11. Построение полярной и развернутой диаграммы результирующих сил Rшш

12. Краткое описание конструктивного узла

13. Расчет конструктивного узла

Литература

1. Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчёта

Исходными данными для теплого расчёта являются: прототип ДВС, максимальная эффективная мощность Nemax рассчитываемого ДВС при частоте вращения коленчатого вала nN, число цилиндров i и вид топлива. Кроме того, необходимо выбрать и обосновать, используя настоящие методические указания и рекомендуемую литературу, ряд исходных данных, которые существенно влияют на результаты теплового расчёта. Рассчитываемый ДВС должен, как правило, иметь лучшие технико-экономические показатели (топливная экономичность, удельная литровая мощность, удельная масса и др.), чем прототип. Поэтому особое внимание, учитывая тенденции развития ДВС, необходимо уделить выбор и обоснованию степени сжатия E, коэффициента избытка воздуха , способа смесеобразования, отношения хода поршня к диаметру цилиндра S/d.

Элементарный состав дизельного топлива, характеризуется содержанием углерода С, водорода Н и кислорода ОТ (таблица 1.1)

Таблица 1.1 Элементарный состав дизельного топлива

Топливо	Элементарный состав	Средняя молярная масса, кг/моль	Низшая теплота сгорания, МДж/кг
	С	Н	ОТ
Дизельное топливо	0,870	0,126	0,004	180	42,5

Тип камеры сгорания и способ смесеобразования выбирают исходя из назначения ДВС, его мощности и частоты вращения. На ЯМЗ-236 применяется неразделенная камера сгорания с непосредственным впрыском топлива. Дизель с такой камерой имеет лучшие пусковые качества и экономичность, но у него труднее добиться хорошего смесеобразования, чем у вихревых и предкамерных дизелей.

Для дизелей минимальная величина е должна обеспечить в конце сжатия получение достаточной температуры для самовоспламенения впрыснутого топлива. При е<14 затрудняется пуск дизеля в следствие снижения температуры сжатого воздуха. При больших значениях е повышается давление в конце сжатия и максимальное давление сгорания; возрастают нагрузки, масса ДВС и механические потери. При высоких е дизельных ДВС повышается токсичность продуктов сгорания. При е ? 20 использование теплоты в дизелях улучшается весьма незначительно. Дизели, работающие при низких температурах окружающей среды, имеющие разделенные камеры сгорания и небольшие размеры цилиндров, должны иметь более высокую степень сжатия.

Величина коэффициента избытка воздуха Ј оказывает большое влияние на характер протекания рабочего процесса ДВС, его мощность, экономичность и КПД. В цилиндры дизеля, в связи с внутренним смесеобразованием и необходимостью качественной организации рабочего процесса, приходиться вводить избыточное количество воздуха (Ј>1). Это приводит к снижению литровой мощности, увеличению размеров цилиндров и массы ДВС. При небольших Ј возрастают теплонапряженость ДВС и дымность отработавших газов, а при больших Ј ухудшается теплоиспользование рабочей смеси. При небольших нагрузках дизеля коэффициент Ј возрастает в несколько раз. Принимаем Ј=1,5.

Повышение температуры заряда в процессе впуска ?Т принимают на основании экспериментальных данных в зависимости от типа ДВС. Принимаем ?Т=30. Повышение ?Т улучшает испарение топлива, но снижает плотность заряда и наполнение ДВС.

Давление остаточных газов в конце впуска рr зависит от числа и расположения клапанов, сопротивления выпускного тракта, фаз газораспределения, быстроходности ДВС, нагрузки и других факторов. Для автомобильных и тракторных ДВС (без наддува) рr=(1,1...1,25)р0 (р0-давление окружающей среды р0=0,1 МПа). Большие значение рr принимаются для быстроходных ДВС. Принимаем рr =1,1 Ч 0,1= 0,11.

Температура остаточных газов Тr в конце впуска принимается на основании экспериментальных данных: для дизелей 700…900 К. Принимаем Тr =800. При увеличении степени сжатия и обогащении рабочей смеси температура Тr снижается, а при увеличении частоты вращения возрастает.

Средний показатель политропы сжатия n1 выбирается на основании экспериментальных данных в зависимости от частоты вращения, степени сжатия, размеров цилиндра, материала поршня и цилиндра, теплообмена и других факторов. Для дизелей n1=1,32…1,40, принимаем n1=1,32. Более высокие значения n1 относятся к быстроходных ДВС. Для карбюраторных ДВС величина n1 обычно ниже, чем для дизелей (при одинаковых ?Т и е ). Это объясняется тем, что у карбюраторных ДВС в процессе сжатия продолжается испарение бензина и поглощение теплоты. Кроме того, теплоемкость смеси в этих ДВС (вследствие наличия паров бензина и большого количества остаточных газов) выше, чем в дизелях, что приводит к понижению n1.

Коэффициент использования теплоты на основном участке видимого сгорания т принимают согласно экспериментальным данным, в зависимости от типа ДВС и режима его работы, формы камеры сгорания, способа смесеобразования, коэффициента избытка воздуха и частоты вращения. При работе ДВС с полной нагрузкой величина т находится в следующих пределах: дизелей с неразделенной камерой - 0,75…0,80, принимаем т = 0,75.

Степень повышения давления при сгорании л в дизельном ДВС в основном зависит от цикловой подачи топлива. При увеличении л возрастают жесткость работы дизеля и нагрузки на детали кривошипно-шатунного механизма. Обычно величину л для дизелей выбирают в зависимости от типа камеры сгорания. Принимаем л=2.

Средний показатель политропы расширения n2 выбирается на основании экспериментальных данных: для дизелей n2=1,18…1,28, принимаем n2=1,18. Более низкие значения n2 относятся к быстроходным ДВС, что объясняется уменьшением теплоотдачи, а также утечек газов. Величина n2 возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты при сгорании т, отношения S/d и интенсивности охлаждения.

Средняя скорость поршня щn является критерием быстроходности ДВС. Все автомобильные и почти все тракторные ДВС являются быстроходными(щn >6,5 м/с). С увеличением скорости щn возрастаю механические потери, тепловая напряженность и износ ДВС. Поэтому при увеличении щn необходимо повышать долговечность деталей, использовать более совершенные материалы и улучшать качество применяемых масел. Скорость поршня, м/с, принимают в зависимости от типа ДВС: дизельных автомобилей 6,5-10, принимаем щn=8,87.

, (1.1)

Коэффициент полноты (скругления) индикаторной диаграммы ц зависит от типа ДВС: дизелей с неразделенной камерой - 0,95…0,98 принимаем ц= 0,96.

При определении диаметра цилиндра d и хода поршня S, которые являются основными конструктивными размерами ДВС необходимо грамотно выбрать отношение S/d= ш, принимаем ш=1,08, непосредственно связанное со скоростью поршня. У короткоходных ДВС (ш<1) меньше высота и масса; увеличиваются индикаторный КПД, коэффициент наполнения и литровая мощность; уменьшается скорость поршня и износ деталей. Однако у этих ДВС увеличиваются давление газа на поршень и длина ДВС, ухудшается смесеобразование.

2. Метод теплового расчета

2.1 Процессы выпуска и впуска

Плотность свежего заряда с0 (кг/м3) на впуске приблизительно равна плотности воздуха:

, (2.1)

где р0- давление окружающего воздуха, р0=0,1 МПа;

Rв- газовая постоянная, для воздуха Rв=287 Дж/(кг·к);

Т0- температура окружающего воздуха, Т0=293 К.

Давление в конце впуска, МПа:

, (2.2)

где - потери давления при впуске, МПа;

- суммарный коэффициент, учитывающий гашение скорости и сопротивление впускной системы, отнесенной к сечению в клапане , =2,5-4,0(при номинальном режиме работы ДВС), принимаем =4;

- средняя скорость движения заряда в проходном сечении клапана, =50-80 м/с, принимаем =75.



Более высокие значения суммарного коэффициента и скорости относятся к быстроходным ДВС. При повышении скорости возрастают потери и уменьшается коэффициент наполнения ДВС зv.

Коэффициент остаточных газов, характеризующий полноту очистки цилиндров от продуктов сгорания:

(2.3)

С увеличением степени сжатия и температуры остаточных газов Тr коэффициент уменьшается, а при увеличении давления остаточных газов и частоты вращения n возрастает.

Температура газов в конце впуска, К:

(2.4)

Величина Та в основном зависит от температуры свежего заряда Т0, степени подогрева и в меньшей степени от температуры остаточных газов Тr.

Коэффициент наполнения, характеризующий степень наполнения цилиндра свежим зарядом:

(2.5)

С понижением давления р0, повышением температуры заряда (Т0+?Т) и увеличением частоты вращения коэффициента и плотности возрастают масса свежего заряда и среднее индикаторное давление. Для повышения у быстроходных ДВС принимаем широкие фазы газораспределения, а у тихоходных узкие.

2.2 Процесс сжатия

В процессе сжатия возрастает температурный перепад рабочего цикла и осуществляется подготовка рабочей смеси к полному и эффективному сгоранию. Процесс сжатия сопровождается интенсивным теплообменом между газом и стенками цилиндра и протекает по политропе со средним показателем n1 (см. 1.6). Степень сжатия е принимают согласно пункту 1.3.

Давление рс (МПа) и температура Тс (К) в конце сжатия определяется по формулам:

, (2.6)

(2.7)

Величина и большее у дизельных ДВС, чем у карбюраторных, так как у дизелей более высокая степень сжатия.

2.3 Процесс сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха l0 (кг) и L0 (кЧмоль) для сгорания 1кг жидкого топлива:

, (2.8)

(2.9)

где мв-молярная масса воздуха, мв ? 29 кг/мольЧк.

Количество горючей смеси для карбюраторных ДВС, участвующее при сгорании 1кг топлива, М1 (кмоль) соответственно:

, (2.10)

где мт - средняя молярная масса бензина, кг/кмоль (см.табл. 1.1).

-коэффициент избытка воздуха Ј принимают согласно п.1.4

Суммарное количество продуктов сгорания, полученное при сгорании 1кг. топлива (кмоль):

при Ј>1 (дизельные ДВС)

, (2.11)

где Мсо,Мсо2,Мн2о,МN2 - количество окиси углерода (СО), углекислого газа

(СО2), водяного пара ( Н2О) и азота (N2) в продуктах сгорания, кмоль.

Коэффициент молекулярного изменения горючей м0 и рабочей м смеси:

(2.12)

(2.13)

Для дизельных ДВС м = 1,03…1,04, то есть при сгорании бензина объем продуктов сгорания М2, по сравнению с объемом свежего заряда М1, увеличивается на 3…10%.

Средняя молярная изохорная теплоемкость рабочей смеси в интервале температур от 0 до Тс, кДж/(кмольЧК),

 (2.14)

Средняя молярная изохорная теплоемкость продуктов сгорания бензина, кДж/(кмольЧК) (температура до 30000 С):

при Ј = 1…2

(2.15)

Средняя молярная изобарная теплоемкость продуктов сгорания Сmp'' или свежего заряда С'mp, кДж/(кмольЧК)

; (2.16)

, (2.17)

где 8,314 - универсальная газовая постоянная, кДж/(кмольЧК).

Температура газов в конце сгорания Тz определяется из уравнения сгорания:

для дизельных ДВС (Ј >1)

(2.18)

Коэффициент использования теплоты принимают согласно п.1.8. Так как величины Cmv'' и Cmp'' являются функциями Тz и Ј, то уравнение сгорания можно привести к квадратному уравнению.

(2.19)

(2.20)

получают

, (2.21)

где С - численное значение всех известных величин (левая часть уравнения сгорания).

(2.22)

Отсюда температура газов в конце сгорания, К,

(2.23)



Температура Тz у дизелей меньше, чем у карбюраторных ДВС, так как дизель работает с более высокими коэффициентами избытка воздуха, что понижает теплоту сгорания рабочей смеси. Кроме того, коэффициент у дизелей меньше, чем у карбюраторных ДВС.

Давление в конце сгорания для дизельных ДВС, расчетное pz определяется по формулам , МПа:

(2.24)

Степень предварительного расширения газа для дизелей,

(2.25)

2.4 Процесс расширения

В результате осуществления процесса расширения тепловая энергия топлива преобразуется в механическую работу. Считают, что процесс расширения в реальном ДВС протекает по политропе со средним показателем n2 (см. п.1.10).

Степень последующего расширения газа:

 (2.26)

Давление в конце расширения для дизельных ДВС, МПа:

(2.27)

Температура газа в конце расширения для дизельных ДВС, К:

(2.28)

Ранее принятую температуру остаточных газов Тr сопоставляют с расчетной Тr' и находят ошибку ?:

(2.29)

Сравним ранее принятую температуру остаточных газов с расчетной и найдем ошибку (), %:

 (2.30)

, что допустимо ()

3. Индикаторные и эффективные показатели ДВС

К индикаторным показателям относят: среднее индикаторное давление рi, индикаторную мощность Ni, удельный индикаторный расход топлива gi и индикаторный КПД зi.

Среднее теоретическое индикаторное давление для дизельных ДВС, МПа:

(3.1)

Действительное среднее индикаторное давление рi меньше расчетного рi' на величину, пропорциональную уменьшению площади расчетной диаграммы за счет скругления в точках c, z, b (см. рис. 3.1) и потерь давления в результате газообмена (при впуске и выпуске). Потери давления (насосные потери) ? рi = рr-pa = 0,11 - 0,09 = 0,02 обычно включают в механические потери ДВС, то есть при определении рi их не учитывают.

Действительное среднее давление, МПа:

, (3.2)

где ц - коэффициент полноты (скругления) индикаторной диаграммы

(см. п.1.12).

Удельный индикаторный расход топлива gi (г/(кВтЧч)) и индикаторный КПД зi соответственно:

, (3.3)

где 3600 - тепловой эквивалент мощности, кДж/(кВтЧч);

с - плотность воздуха, кг/м3 (см. п.2.1).

, (3.4)

где Ни - теплота сгорания топлива, МДж/кг.

Термический КПД, характеризующий эффективность использования теплоты в термическом цикле ДВС:

для дизельных ДВС (подвод теплоты при V=const и р=const)

(3.5)

Показатель адиабатического расширения:

для дизельных ДВС (Ј>1):

(3.6)



Относительный КПД, характеризующийся отношением использования теплоты в реальном ДВС зi к использованию ее в теоретическом цикле зt:

(3.7)

К эффективным показателям относят: среднее эффективное давление ре, эффективную мощность Nе, удельный эффективный расход топлива ge, эффективный КПД зе. Связующим параметром между индикаторными и эффективными показателями ДВС является механический КПД зм.

Для определения ре необходимо знать средне давление механических потерь рм, МПа:

, (3.8)

где a, b - эмпирические коэффициенты, принимаем a = 0,089, b = 0,0118.

щn - средняя скорость поршня, м/с (см. п.1.11).

Среднее эффективное давление ре (МПа) и механический КПД зм соответственно:

 (3.9)

(3.10)

Эффективный КПД зе и удельный эффективный расход топлива ge г/(кВтЧч), характеризующие использование теплоты и топливную экономичность ДВС с учетом механических потерь:

(3.11)

(3.12)

4. Основные размеры и параметры ДВС

Рабочий объем цилиндров (iVh) и одного цилиндра (Vh) четырехтактного ДВС, л:

(4.1)

Ход поршня S и диаметр d, мм, соответственно:

(4.2)

Находим уточненные значения диаметров и хода поршня (мм), при этом отношение () принимаем равным отношению прототипа:

Величину ш = S/D принимают согласно п. 1.13. и равняется 1,08

Решаем систему уравнений:

; (4.3)

; (4.4)

; (4.5)



Полученные размеры S, d округляют: диаметр цилиндра - до числа 134 мм, ход поршня - до числа 144 мм.

По окончательно принятым значениям S и d уточняют основные параметры ДВС:

; (4.6)

; (4.7)

; (4.8)

; (4.9)

; (4.10)

; (4.11)

; (4.12)

; (4.13)

, (4.14)

где Va - полный объем цилиндра ДВС, л;

Vc - объем камеры сгорания, л;

Me - крутящий момент на клеенчатом валу, НЧм;

GT - расход топлива, кг/ч.



Для оценки и сравнения различных моделей ДВС используют литровую мощность Nл (кВт/л) и удельную массу Gу (кг/кВт):

; (4.15)

; (4.16)

Сухую массу ДВС Gд принимают на основании данных ДВС - прототипа, принимаем Gд =880 кг.



Литровая мощность Nл возрастает при повышении степени сжатия, способствующей улучшения качества протекания рабочего процесса, оцениваем ого отношением зi/Ј; улучшении зарядки цилиндров, характеризуемой произведением зvЧс0; повышении механического КПД зм и частоты вращения n, а также применении двухтактного процесса вместо четырехтактного. Однако при повышении частоты n снижаются коэффициенты зv и зм. Эффективным средством повышения Nл является использование наддува. Чем больше литровая мощность, тем меньше рабочий объем цилиндров, габариты и масса ДВС.

5. Построение индикаторной диаграммы рабочего цикла

Рассчитанные параметры состояния рабочей смеси и газов в характерных точках рабочего цикла a, c, z', z, b, r позволяют построить расчетную индикаторную диаграмму. Масштабы давлений и объемов для построения диаграммы следует выбирать с таким расчетом, чтобы ее высота была больше основания примерно в 1,2…1,5 раза. Рекомендуется принимать масштаб давлений mp- 1 МПа для дизельных ДВС 20…25мм, принимаем 25мм.

На миллиметровой бумаге по оси абсцисс в масштабе откладываем отрезок АВ, соответствующий Vh, а по величине равной ходу поршня S (рис 5.1) отрезок ОА соответствую объему Vc:

; (5.1)

В выбранном масштабе давлений наносим рассчитанные точки ра, рс, pz, pb и pr. Линию, соответствующую атмосферному давлению р0, проводим в виде тонкой горизонтали.

Политропы сжатия и расширения можно построить аналитическим способом. При аналитическом способе давления рх в любой точке политропы сжатия ас для промежуточных объемов, расположенных между Va и Vc, определяем по уравнению

Здесь величиной отношения Va/ Vх задаемся в пределах от 1 до .

Политропы расширения zb строим по уравнению

(5.3)

Значения Va/Vх принимаем для карбюраторных ДВС в пределах от 1 до .

Результаты расчета промежуточных точек политропы сжатия и расширения сводят в таблицу.

Таблица 5.1 Промежуточные точки политропы сжатия и расширения

VX,см3	,МПа	,МПа
126,88	3,79	9,91
416,90	0,79	2,43
706,91	0,39	1,31
996,93	0,25	0,87
1286,95	0,18	0,64
1576,96	0,14	0,51
1866,98	0,11	0,42
2157	0,09	0,35

Политропу расширения строим из точки z. Положение точки z определяется степенью предварительного расширения . Отрезок .

Из теоретической диаграммы aczba определяем величину среднего (теоретического) индикаторного давления, Мпа:

, (5.4)

Площадь диаграммы faczba определяем планиметрированием. Расхождение между расчетной величиной pi' и полученной по индикаторной диаграмме не должно превышать 3%. Большее расхождение свидетельствует о том, что при построении диаграммы или в тепловом расчете допущены ошибки.

мм2

что допустимо

Скругление индикаторной диаграммы

После построения политроп сжатия и расширения производим округление индикаторной диаграммы с учетом начала открытия выпускного клапана и момента зажигания смеси. Для скругления диаграммы ниже оси абсцисс проводим горизонтальную прямую, равную ходу поршня S, на которой, как на диаметре, строим полуокружность радиусом r = S/2. Из центра О' вправо откладываем отрезок O'O'' = фл/2 = 0,91 см (л = r/l,l - длин шатуна). Величину л принимаем равной 0,264 (с учетом ДВС - прототипа). Из точки О'' под углом г = 200 (г - угол опережения открытия выпускного клапана) проводим луч О''b''. Точку b''', соответствующую началу открытия выпускного клапана, переносим на кривую расширения (точка b'). Находим на окружности точку d, соответствующую углу опережения зажигания ц = 250 и отмечаем ее на кривой сжатия (точка d'). Действительное давление сгорания p'z = 0,85pz, полученное при тепловом расчете ДВС, наносим на кривую расширения (точка z'). Проводим прямую cz'. Так как сгорание смеси происходит не при постоянном объеме, то точка z' должна быть смещена вправо от линии cz на 10..150 угла поворота коленчатого. Далее строим плавную кривую изменения конца процесса сжатия d'c' в связи с опережением зажигания ц. Положение с' ориентировочно определяется по выражению р'c = (1,15…1,25)рс, принимаем р'c = 1,20Ч рс = 4,55. Проводим плавную линию b'b'' с учетом опережения открытого выпускного клапана г. Чертим из точки r горизонтальную линию и соединяем ее плавной кривой с точкой b'.

Выполнив указанные построения, получим действительную индикаторную диаграмму, из которой для проверки теплового расчета определим, МПа:

среднее действительное индикаторное давление:

(5.5)

потери индикаторного давления при газообмене

(5.6)

Площадь farb''a пропорциональна работе, затрачиваемой на газообмен (насосные потери при впуске и выпуске) в ДВС.

6. Внешняя скоростная характеристика ДВС

Для оценки и анализа мощностных, экономических, динамических и эксплуатационных показателей ДВС при работе с полной нагрузкой на разных частотах вращения коленчатого вала используют внешнюю скоростную характеристику. Она представляет собой график изменения эффективной мощности Ne, крутящего момента Ме, часового GT и удельного ge расходов топлива от частоты вращения n. Иногда на скоростную характеристику дополнительно наносят изменение других параметров (Ј, зv и т.д.). Скоростную характеристику получают путем испытания ДВС на тормозных установках при полной подаче топлива (дизель) и установившемся тепловом состоянии. Данные скоростной характеристики ДВС используют также для построения тяговой характеристики машины.

Кривые скоростной характеристики (с некоторым приближением) можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для режима максимальной мощности, с использованием эмпирических зависимостей. Характеристику строят для дизельных ДВС при частоте вращения от nmin= 500-800 мин -1 до nN, принимаем nmin = 500 мин-1 с интервалом 200…600 мин-1, принимаем интервал 200 мин-1. Для построения характеристики необходимо иметь 5-6 расчетных точек, размещенных примерно с равными интервалами, кратными n = 100 мин-1.

Кривые Ne = f1(n) и ge = f2(n) строят с использованием эмпирических формул:

; (6.1)

, (6.2)

где Nemax - максимальная мощность ДВС, кВт, при частоте вращения

n = 1900;

Ne - мощность, кВт, при расчетной частоте n;

ge - удельный эффективный расход топлива, г/(кВтЧч), при частоте n;

gen - удельный расход топлива, г/(кВтЧч), при Ne=136,5;

A, B, C, D, E - постоянные коэффициенты, значения которых принимают в зависимости от ДВС и формы камеры сгорания (табл. 6.1).

Таблица 6.1 Значений постоянных коэффициентов

Тип ДВС	А	В	С	D	E
Дизель	0,87	1,13	1,55	1,55	1,0

Величина Nemax, nn и gen принимают на основании теплового расчета ДВС, а их текущие значения Ne и ge определяют по вышеприведенным формулам, задаваясь частотами n.

Эффективный крутящий момент, НЧм,

(6.3)

Часовой расход топлива, кг/ч,

(6.4)



По результатам расчета, занесенным в таблицу 6.2 строим скоростную характеристику ДВС (рис. 6.1).

Таблица 6.2 Значений скоростной характеристики ДВС

n, мин-1	Ne, кВт	Me, Нм	ge, г/(кВт ч)	GT, кг/ч
500	39,45	753,5	287,94	11,4
700	57,87	789,5	264,96	15,3
900	76,36	815,7	247,25	18,9
1100	93,98	815,9	234,8	22
1300	109,76	806,3	227,6	25
1500	122,74	781,4	225,72	27,7
1700	131,96	741,3	229,36	30,27
1900	136,5	686,2	238	32,5

Необходимо отметить, что приведенные выше эмпирические формулу для построения скоростной характеристики ДВС, как показывают расчеты, в ряде случаев дают результаты, существенно отличающиеся от действительных значений Ne и ge, полученных путем испытания ДВС на тормозных установках. Особенно отличаются результаты по удельному расходу топлива ge для современных ДВС. Поэтому указанными формулами допустимо пользоваться только в учебных целях.

По скоростной характеристике определяют коэффициент приспособляемости ДВС k (запас крутящего момента), равный отношению Memax к крутящему моменту Me при Nemax:

(6.5)

Коэффициент k характеризует способность ДВС воспринимать кратковременную перегрузку при возрастании сопротивлении движению без перехода на низшую передачу. У дизелей k=1,05-1,15.

Худшая приспособляемость дизелей к перегрузкам является следствием пологого характера скоростной характеристики топливного насоса - зависимости цикловой подачи топлива от частоты вращения. Для повышения запаса крутящего момента у дизелей применяют корректор подачи топлива, связанный с всережимным регулятором частоты вращения, который при повышении нагрузки увеличивает подачу топлива.

Сравнение основных показателей ДВС. По результатам теплового расчета и данным внешней скоростной характеристики составляем таблицу (табл. 6.3) основных показателей рассчитываемого ДВС и прототипа.

Таблица 6.3 Основных показателей рассчитываемого ДВС и прототипа

Показатель	Обозначение показателя	Рассчитываемый ДВС	ДВС прототипа
Максимальная мощность, кВт	Nemax	136,5	132,4
Частота вращения при Nemax, мин-1	nN	1900	2100
Максимальный крутящий момент, Нм	Memax	815,9	666,8
Частота вращения при Memax, мин-1	nM	1100	1500
Степень сжатия		17	16,5
Среднее эффективное давление при Memax, МПа	pe	0,84	0,68
Минимальный удельный расход топлива, г/(кВт ч)	gemin	227,6	238
Диаметр цилиндра, мм	d	134	130
Ход поршня, мм	S	144	140
Отношение S/d		1,08	1,08
Средняя скорость поршня, м/с		8,87	9
Число цилиндров	i	6	6
Рабочий объем цилиндров, л	iVh	12,18	11,15
Литровая мощность, кВт/л	Nл	11,21	11,9
Удельная масса ДВС, кг/кВт	Gу	6,45	6,7

Среднее эффективное давление (МПа), соответствующее Memax, подсчитывают по формуле

(6.6)

7. Тепловой баланс ДВС

В современных ДВС лесотранспортных машин при работе на номинальном режиме полезная работа, отнесенная к коленчатому валу, составляет только 23…40% теплоты, выделяющейся при сгорании топлива в цилиндрах. Остальная часть теплоты теряется. Распределение теплоты, полученной от сгорания топлива в цилиндрах, в зависимости от частоты вращения n характеризует внешний баланс ДВС. ТБ составляется на основании данных испытания ДВС на стенде для различных режимов работы (по нагрузке и частоте вращения) при установившемся тепловом состоянии. С некоторым приближением ТБ можно подсчитать аналитическим методом на основании данных теплового расчета (при работе двигателя с максимальной мощностью).

Уравнение ТБ, кДж/ч (%):

; (7.1)

. (7.2)

Общее количество теплоты, полученное от сгорания топлива в цилиндрах (кДж/ч),

. (7.3)

Теплота (кДж/ч, %), эквивалентная эффективной мощности ДВС Ne (кВт),

. (7.4)



Доля эффективной теплоты, %

. (7.5)

Значение ge должно быть численно равно эффективному КПД зе, значение которого получено в результате теплового расчета ДВС.

Теплота, отданная охлаждающей воды (кДж/кг),

, (7.6)

где Gв- масса воды, проходящей через ДВС за 1 ч., кг, ;

Ne- эффективная мощность, кВт;

Св- массовая теплоемкость воды, кДж/(кг 0С);

- температура воды в радиаторе 0С.

Доля “охлажденной” теплоты, %

. (7.7)

Теплота, теряемая с отработавшими газами (кДж/ч, %),

, (7.8)

где GTM2Cmp''tr' - количество теплоты, удаленное с отработавшими газами,

кДж/ч;

GTM1Cmp't1 - количество теплоты, введенное в цилиндры ДВС со свежим зарядом;

tr' - средняя температура отработавших газов, измеренная за выпускным патрубком, 0С, tr' ? Тr - 273 - (70…80), принимаем tr' = 457 0С;

t1 - температура свежего заряда при впуске в цилиндре ДВС, 0С, t1 = Т0 + +?Т - 273, принимаем t1 = 50;

Т0+?Т - температура свежего заряда при впуске с учетом его подогрева, К, принимаем Т0+?Т = 323.

Значения величин M1, M2, Тr, Т0, ?Т принимают по результатам теплового расчета ДВС.

. (7.9)

Остаточный член теплового баланса, кДж/кг,

(7.10)

 (7.11)

В остаточный член Qост (qост) входит рад трудно учитываемых потерь теплоты. Сюда входят теплота, передаваемая в масло Qм (qм); эквивалентная работе трения (кроме теплоты, передаваемой в масло и в охлаждающую жидкость);теряемая лучеиспусканием; соответствующая кинематической энергии отработавших газов и неучтенная в результате ошибок измерения и других причин. Величина qм составляет у дизельных ДВС 6…7% от располагаемой теплоты Q0.

Величины отдельных составляющих ТБ изменяются в зависимости от нагрузки, частоты вращения, теплового состояния ДВС, состава горючей смеси и др. Данные теплового баланса ДВС свидетельствуют о больших (60…80%) потерях в ДВС (особенно в карбюраторных ДВС), причем основную их часть составляют потери qb и qr. При работе ДВС с полной нагрузкой минимальные тепловые потери соответствуют обычно средним частотам n, при которых Уq = min, a qe = зe = max. Потери qb уменьшаются при использовании высокотемпературного охлаждения ДВС.

8. Кинематический расчет двигателя

Расчет кинематики кривошипно - шатунного механизма двигателя сводится к определению пути Sn, скорости Vn, ускорения j поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала ц (с интервалом ц = 300). При этом принимают, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью.

Для расчетов необходимо выбрать в соответствие с прототипом отношение радиуса кривошипа к длине шатуна: R/Lш = л. Для ЯМЗ-236 л = 0,264. При этом необходимо помнить, что с уменьшением л (за счет увеличения Lш) происходит снижение инерциальных и нормальных сил, но при этом увеличивается высота двигателя.

Перемещение поршня, мм,

, (8.1)

где R - радиус кривошипа, мм, R = S/2, принимаем R = 77.

Скорость поршня, м/с,

, (8.2)

где щ - угловая скорость коленчатого вала, рад/с, щ = рn/30, принимаем щ = =198,9.



Ускорение поршня, м/с2,

(8.3)

Для упрощения расчетов можно воспользоваться специальными таблицами, в которых приведены значения тригонометрических функций, входящих в уравнения. Результаты расчетов заносят в таблицу 8.1.

Таблица 8.1

, град	, м	, м/с	, м/с2	, град	, м	, м/с	, м/с2
0	0	0	3958,9	210	0,147	-5,91	-2180,5
30	0,013	9,41	3094,1	240	0,124	-11,51	-1979,4
60	0,047	15,01	1065,8	270	0,089	-15,32	-913,6
90	0,089	15,32	-913,6	300	0,047	-15,01	1065,8
120	0,124	11,51	-1979,4	330	0,013	-9,41	3094,1
150	0,147	5,91	-2180,5	360	0	0	3958,9
180	0,154	0	-2131,7

По данным таблицы в выбранном масштабе ms, mv, mj строят графики (рис 8.1), принимаем масштаб, при котором 1 мм соответствует следующим величинам:

перемещение поршня Sn, мм: 0,034

скорость поршня Vn, м/с:0,5

ускорение поршня j, м/с2:100

Допускается построение кривых Sn, Vn, j графическим методом.

9. Динамический расчет двигателя

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции, для различных положений коленчатого вала двигателя (рис 9.1)

Исходными данными для расчета являются: ход поршня S, диаметр цилиндра D и индикаторная диаграмма.

Динамический расчет следует выполнять в следующей последовательности:

Развернуть индикаторную диаграмму по углу поворота коленчатого вала двигателя, взяв за начало отсчета, начало хода впуска (точку r). При этом следует учесть, что на развернутой диаграмме избыточное давление над поршнем определяется относительно р0, МПа:

(9.1)

Развертывание диаграммы следует вести графическим способом (рис 9.2) с определением величины давления в точках с интервалом 300 и дополнительно в точке, в которой приблизительно достигается максимальное давление (при 3750).

Рассчитать удельную сумму инерции возвратно-поступательно движущихся масс шатунно-поршневой группы, МПа:

, (9.2)

где Fn - площадь поршня, мм, Fn = рD2/4, принимаем Fn = ;

mj - масса тел совершаемых возвратно-поступательное движение, кг,

mj = mn + mnш, принимаем mj = ;

mn - масса поршневой группы, кг;

mnш - масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца, кг,

mnш = 0,275Ч mш, принимаем mnш = ;

mш - масса шатуна, кг.

В уравнении знак «минус» показывает, что удельная сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению.

Значения mn и mш принимают по прототипу или вычисляют приближенно, используя конструктивные массы mn' и mш', принимаем mn' = 220,8 кг/м3 и mш' = 288. Следовательно, mn = mn'Ч Fn; mш = mш'Ч Fn, принимаем mn =3,11 и mш =4,06.

При этом следует учитывать, что большие значения m' соответствуют двигателям с большим диаметром цилиндров.

Результаты расчетов сводим в таблицу 9.1.

Рассчитать суммарную удельную силу, приведенную к центру поршневого пальца:

(9.3)

По табличным данным построить кривые pj и pУ (рис 9.1).

Результаты расчетов сводим в таблицу 9.1.

Определить удельные силы, МПа, действующие:

на стенку цилиндра:

, (9.4)

где - угол отклонения шатуна от оси цилиндра.

(9.5)

(9.6)

по касательной к окружности, описываемой центром шатунной шейки (тангенциальная сила),

, (9.7)

где в - угол отклонения шатуна от оси цилиндра, в = arcsin (лsinц).

По данным, полученным в результате расчетов, построить кривые изменения удельных сил N, S, K, T в одном масштабе, принимаем mp = 0,05 МПа в 1 мм (рис. 9.2). Для получения по этим графикам полных сил достаточно пересчитать масштаб, который будет равен mp'= mpЧFn. Принимаем mp' = 0,05Ч14100 = 705 Н в 1 мм.

Таблица 9.1. Значения кривых изменения удельных сил N, S, K, T

, град	, МПа	, МПа	, МПа		, МПа		, МПа		, МПа		, МПа
0	0,01	-1,19	-1,18	0	0	1	-1,18	1	-1,18	0	0
30	-0,035	-0,93	-0,965	0,152	-0,147	1,011	-0,976	0,79	-0,762	0,369	-0,356
60	-0,035	-0,32	-0,355	0,269	-0,095	1,036	-0,368	0,267	-0,095	0,732	-0,26
90	-0,035	0,27	0,235	0,314	0,074	1,048	0,246	-0,314	-0,074	1	0,235
120	-0,035	0,59	0,555	0,296	0,149	1,036	0,575	-0,733	-0,407	1,001	0,556
150	-0,035	0,65	0,615	0,152	0,093	1,011	0,622	-0,942	-0,579	0,942	0,579
180	-0,035	0,64	0,605	0	0	1	0,605	-1	-0,605	0	0
210	-0,035	0,65	0,615	-0,152	-0,093	1,011	0,622	-0,942	-0,579	-0,942	-0,579
240	-0,025	0,59	0,565	-0,269	-0,152	1,036	0,585	-0,733	-0,414	-1,001	-0,566
270	0	0,27	0,27	-0,314	-0,085	1,048	0,283	-0,314	-0,085	-1	-0,27
300	0,33	-0,32	0,01	-0,269	-0,003	1,036	0,01	0,267	0,003	-0,732	- 0,007
330	0,5	-0,93	-0,43	-0,152	0,065	1,011	- 0,435	0,79	-0,34	-0,369	0,159
360	9,4	-1,19	8,21	0	0	1	8,21	1	8,21	0	0
375	9,8	-1,12	8,68	0,078	0,677	1,003	8,706	0,946	8,211	0,184	1,597
390	6,0	-0,93	5,07	0,152	0,771	1,011	5,126	0,79	4,005	0,369	1,871
420	1,83	-0,32	1,51	0,269	0,406	1,036	1,564	0,267	0,403	0,732	1,105
450	1,05	0,27	1,32	0,314	0,415	1,048	1,383	-0,314	-0,415	1	1,32
480	0,67	0,59	1,26	0,269	0,339	1,036	1,305	-0,733	-0,924	1,001	1,261
510	0,41	0,65	1,04	0,152	0,161	1,011	1,072	-0,942	-0,998	0,942	0,998
540	0,015	0,64	0,655	0	0	1	0,655	-1	-0,655	0	0
570	0,015	0,65	0,665	-0,152	-0,101	1,011	0,672	-0,942	-0,626	-0,942	-0,626
600	0,015	0,59	0,605	-0,269	-0,163	1,036	0,627	-0,733	-0,443	-1,001	-0,606
630	0,015	0,27	0,285	-0,314	-0,089	1,048	0,299	-0,314	-0,089	-1	-0,285
660	0,015	-0,32	-0,305	-0,269	0,082	1,036	-0,316	0,267	-0,081	-0,732	0,223
690	0,015	-0,93	-0,915	-0,152	0139	1,011	-0,925	0,79	-0,723	-0,369	0,338
720	0,01	-1,19	-1,18	0	0	1	-1,18	1	-1,18	0	0

10 Построение графика суммарного крутящего момента

10.1 Рассчитать крутящий момент одного цилиндра, Нм:

, (10.1)

где - тангенциальная сила, Н, .

Результаты расчетов сводим в таблицу 10.1.

Таблица. Значения крутящего момента одного цилиндра

,град	0	30	60	90	120
,Нм	0	-386,5	-282,3	255,1	603,6
,град	150	180	210	240	270
,Нм	628,6	0	-628,6	-614,5	-293,1
,град	300	330	360	390	420
,Нм	-7,6	172,6	0	2031,3	1199,7
,град	450	480	510	540	570
,Нм	1433,1	1369	1083,5	0	-679,6
,град	600	630	660	690	720
,Нм	-657,9	-309,4	242,1	367	0

Построить кривую суммарного крутящего момента

Так как во всех цилиндрах двигателя величина и характер изменения крутящих моментов по углу поворота коленчатого вала одинаковы и отличаются лишь угловым интервалом, то для расчета УMкр достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра. Считаем, что двигатель имеет равномерное чередование одноименных процессов. Для построения кривой УMкр многоцилиндрового двигателя производят графическое и аналитическое суммирование кривых крутящего момента одного цилиндра на участках 7200/i = и (для четырехтактных двигателей). Здесь i - число цилиндров двигателя.

. (10.2)

Результирующая кривая показывает изменение УMкр в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

Средний крутящий момент двигателя, НЧмм,

, (10.3)

где F1, F2 - соответственно положительная и отрицательная площади, мм2,

заключенные между кривой УMкр и линией ОА (рис. 10.1) и эквивалентные работе, совершаемой суммарным крутящим моментом, мм2. При i?6 отрицательная площадь как правило отсутствует, мм2;

ОА - длина интервала между вспышками на диаграмме, мм;

mм - масштаб моментов.

Действительный эффективный крутящий момент двигателя,

, (10.4)

где зм - механический КПД двигателя, зм=0,75-0,85, принимаем зм=0,8.

Определяем погрешность определения графоаналитическим способом:

(10.5)

Погрешность не должна превышать 5%

(10.6)

%

11. Построение полярной и развернутой диаграммы результирующих сил Rшш

Результирующую силу Rшш, действующую на шатунную шейку кривошипа, находим графическим сложением S, действующей по оси шатуна, с центробежной силой Krш.

, (11.1)

где mшк - масса шатуна сосредоточенного на оси шатунной шейки вала, кг:

(11.2)

Центробежная сила Krш возникает в следствие вращения массы шатуна. Графическое построение проводим в виде полярной диаграммы вектора силы Rшш, ориентированной относительно кривошипа коленчатого вала, принимаемого неподвижным. Сначала строим полярную диаграмму силы S, откладывая в прямоугольных координатах с полюсом О, ее составляющих К и Т для различных углов ц поворота кривошипа и получаем соответствующие им точки конца вектора S. Соединив последовательно получаем полярную диаграмму S с полюсом в точке О.

Для получения кривой полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку, на полученной диаграмме полюс О перемещаем по вектору Krш в точку Ош. Проекция на вертикаль любого вектора полярной диаграммы дает значение нормальной силы.

Rшш = К + Кrш, действующей на шатунную шейку и направленную по радиусу кривошипа.

Пользуясь полярной диаграммой, можно построить так называемую диаграмму износа, если предположить, что он пропорционален усилиям, действующим на шейку.

Под углом 600 к направлению каждого усилия в обе стороны проводят внутри окружности кольцевые полюсы, высота которых пропорциональна соответствующему усилию Rшш. Постепенно произведенная наращиванием суммарная площадь этих полос в итоге представляет собой диаграмму износа.

На диаграмме износа шейки видна зона наименьших давлений на нее. В эту зону должно выводится отверстие для подвода масла.

Силу Кrш откладываем в масштабе: ms=1/40 МПа/мм.

12. Краткое описание конструктивного узла

Смазочная система обеспечивает создание несущего масляного слоя на поверхностях сопрягаемых деталей двигателя для уменьшения потерь на трении, предотвращения коррозии, удаления продуктов износа из зазоров и частичного охлаждения деталей двигателя.

Исходя из основного назначения смазочная система должна обеспечивать:

- надежный подвод масла ко всем трущимся деталям двигателя;

- работу двигателя и его агрегатов в различных условиях окружающей среды и на всех эксплуатационных режимах;

- заданную длительность работы двигателя и малый расход топлива.

В большинстве современных автотракторных двигателей применяется комбинированная смазочная система, при которой масло под давлением подается к подшипникам коленчатого и распределительного валов, деталям газораспределительного механизма, иногда к поршневому пальцу ЯМЗ - 236. Остальные трущиеся поверхности смазываются разбрызгиванием.

Давление масла в смазочной системе является одним из главных параметров, характеризующих смазку пар трения и их охлаждения.

При высоком давлении чрезмерная прокачка масла через подшипники и интенсивное разбрызгивание его на цилиндрах приводит к увеличению расхода масла на угар и нагарообразование в камере сгорания. Кроме того, повышенная подача масла насосом создает более напряженные условия работы фильтров, ведет к увеличению затрат мощности на привод масляного насоса и повышению механических нагрузок на его детали.

Неоправданно малое давление масла в смазочной системе может привести к нарушению условий жидкостного трения в смазываемых подшипниках скольжения двигателя, а также к значительному возрастанию температуры их поверхностей, в результате чего возможен интенсивный износ пар трения и схватывание их поверхностей.

Для каждого двигателя существует свое оптимальное давление масла в смазочной системе, которое зависит от типа двигателя, его конструктивных особенностей, режимов работы и условий его эксплуатации. У современных двигателей давление масла в смазочных системах находится в пределах: для дизельных двигателей 3,5…6.5 МПа. Верхнее значение давления относится к форсированным двигателям.

В зависимости от места нахождения основного количества масла смазочные системы подразделяют на системы с сухим картером и системы с мокрым картером.

Системы смазки с мокрым картером получили в настоящее время преимущественное распространение, что объясняется их простотой, меньшими габаритами и достаточной надежностью для нормальных условий эксплуатации.

Увеличение литровой мощности двигателя сопровождается повышением удельных нагрузок на коренные и шатунные подшипники скольжения коленчатых валов, а также подшипники верхних головок шатунов, что вызывает необходимость улучшения смазки этих пар трения.

Большое влияние на надежность смазки КШМ оказывают такие факторы, как способ подвода масла к коренным и шатунным подшипникам и место выхода масляного канала в шатунном подшипнике. В настоящее время наибольшее распространение получили два способа подачи масла к подшипникам.

Смазка клапанного механизма осуществляется под давлением с ограничением количества подводимого масла. Под давлением смазываются втулки коромысел клапанов, направляющие гидравлических толкателей, подшипники рычажных толкателей и их роликов, сферические соединения коромысел и штанг толкателей. Остальные детали клапанного механизма смазываются разбрызгиванием и масляным туманом.

Дозировка количества масла, подводимого к клапанному механизму, осуществляется дросселированием в каналах или подачей масла пульсирующими потоками. Последнее получило наибольшее распространение, что объясняется его простотой и отсутствием опасности загрязнения.

Смазка шестерен и цепей привода распределительного механизма осуществляется разбрызгиванием или под давлением с подачей масла через форсунку на фланец одной из шестерен распределения (чаще всего на шестерню распределительного вала).

Для надежной работы двигателя в течение достаточно длительного времени и обеспечения требуемого запаса хода вместимость смазочной системы (в литрах) принимается:

- в автомобильных дизелях (0,14…0,2)Nе,

где Nе - номинальная мощность двигателя, кВт.

Масляный насос

Насосы смазочных систем предназначены для обеспечения надежной подачи под давлением необходимого количества масла к трущимся поверхностям деталей двигателей, для подачи масла в фильтры, очистители и теплообменники. По принципу действия масляные насосы бывают шестеренные и винтовые.

Шестеренные насосы отличаются простотой устройства, компактностью, надежностью в работе, меньшей стоимостью и являются наиболее распространенными в автотракторных двигателях. Их можно классифицировать по назначению, конструктивному исполнению, месту установки и приводу.

В зависимости от типа смазочной системы применяют как нагнетающие насосы, выполняемые односекционными, так и насосы, объединяющие в себе нагнетающие и перекачивающие, состоящие из двух и более секций.

В зависимости от конструктивных особенностей двигателя, насосы могут быть расположены снаружи на блок - картере двигателя или на картере над или под уровнем масла. При этом предпочтительным является расположение насоса под уровнем масла. Это практически исключает подсос воздуха во всасывающем тракте, упрощает конструкцию, уменьшает его гидравлическое сопротивление при прокачивании масла, особенно высоковязкого, но усложняет техническое обслуживание насоса. В автотракторных дизелях масляные насосы обычно размещают в картере на одной из крышек коренных подшипников.

Привод насосов обычно осуществляется от прямозубой или косозубой шестерни расположенного на конце коленчатого или распределительного вала. В последнем случае ведущую косозубую шестерню вместе с валом. Наряду с шестеренными, применяют также цепной привод, что характерно в основном для двигателей легковых автомобилей.

Корпусы шестеренными насосов отливают из серых чугунов и легких сплавов; в последнем случае применяют подшипниковые вкладыши с упорными бортиками или отдельными упорными дисками.

В корпусе насосов устанавливаю редукционные, предохранительные и редукционные клапаны, позволяющие поддерживать заданное давление в отдельных элементах масляной системы. В зависимости от конструкции насоса некоторые из этих клапанов могут отсутствовать или располагаться вне корпуса насоса.

К недостаткам шестеренных насосов следует отнести значительное уменьшение коэффициента подачи при большой частоте вращения зубчатых колес, поэтому она должна быть не более 3000 мин-1, а также динамические нагрузки на привод насоса вследствие пульсирующей подачи масла. Для понижения указанных нагрузок в насосах с прямозубыми колесами на торцевых поверхностях корпуса делают канавку, через которую масло выжимается из впадин между зубьями.

13. Расчет конструктивного узла

Расчет шестеренного масляного насоса заключается в определении его необходимой подачи и размеров шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе. Циркуляционный расход масла зависит от количества теплоты Qм, кДж/с, отводимой им от двигателя.

Относительный теплоотвод через смазочную систему:

(13.1)

Количество теплоты, выделяемое топливом при сгорании, кДж/с,

, (13.2)

где - низшая теплота сгорания топлива, для дизельного топлива =42500 кДж/кг;

- часовой расход топлива, кг/ч.

Циркуляционный расход масла, л/с, при заданной величание ,

, (13.3)

где СМ - удельная теплоемкость масла, СМ=1,88…2,09 кДж/кгК;

- плотность масла, =0,90…0,92 кг/дм3;

- температура нагрева масла в двигателе, для дизельного двигателя =20…25 К.

Действительная подача масляного насоса, л/с,

(13.4)

Повышенная подача насоса необходима для обеспечения нужного давления масла в магистрали во всем диапазоне частот вращения, при любой температуре масла и при трущихся пар двигателя и самого насоса.

Определение теоретической подачи насоса, л/с,

, (13.5)

где - объемный коэффициент подачи насоса, =0,7.

Исходя из величины теоретической подачи определяют размеры шестерен основной секции насоса.

Наружный диаметр шестерни насоса, мм,

, (13.6)

где Vг - максимальная окружная скорость на внешнем диаметре шестерни, Vг<8 м/с, принимаем 6 м/с; ni - частота вращения насоса, мин-1,

, (13.7)

где ne- частота вращения коленчатого вала двигателя, мин-1;

iH - передаточное отношение привода, для дизелей iH=0,7.

Число зубьев шестерни

, (13.8)

где m- модель зацепления зуба, m=4мм.

Диаметр начальной окружности шестерни, мм,

(13.9)



Высота зуба шестерни, мм,

(13.10)

Длина зуба шестерни, мм,

, (13.11)

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса, кВт,

, (13.12)

где РН- рабочее давление масла в системе, для дизелей РН=0,6 МПа;

- механический кпд насоса, =0,88.

Литература

1. Дуров А.В. Двигатели лесотранспортных машин. Тепловой расчет: Методические указания к курсовому и дипломному проектированию.- Архангельск: РИО АЛТИ. 1989-30 с.

2. Пустошный П.А. Автомобильные двигатели: Методические указания к выполнению контрольной работы и курсового проекта для студентов-заочников специальностью 1505.- Архангельск: РИО АЛТИ. 1988-33с.

3. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн.2. Динамика и конструирование: Учеб./ В.Н.Луканин, И.В.Алексеев, М.Г.Шатров и др.; Под ред. В.Н.Луканина. - М. :Высш. шк., 1995-319 с.

4. Расчет и конструирование автомобильных и транспортных двигателей: Учеб. пособие для вызов / Б. Е. Железко, В. М. Адамов, Н. К. Русецкий, Г. Я. Якубенко. - Минск: Высш. шк., 1987 - 247с.

5. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей / Под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. - 4-е изд., перераб. и доп. - М: Машиностроение, 1984 - 384 с.

6. Двигатели внутреннего сгорания с воздушным охлаждением. Изд. 2-е, перераб. и доп. Поспелов Д. Р. - М., «Машиностроение», 1971 - 536с.

7. Стандарт предприятия. Проекты дипломные и курсовые. Оформление текста.

Размещено на Allbest.ru