Критерием нагруженности шатунной шейки служит размах момента:
Определяем значения моментов, скручивающих каждую шатунную шейку и сводим их в таблицу. Определяем по значению наиболее нагруженную шейку.
Наиболее нагруженной является 4-я шатунная шейка ().
Определяем момент сопротивления шатунной шейки на кручение:
Расчет выполняем по пределу выносливости:
где - определено в предыдущем расчете.
Расчет шатунной шейки на изгиб ведется в плоскости кривошипа и перпендикулярной ей плоскости.
Изгибающий момент в плоскости, перпендикулярной к плоскости кривошипа:
где l – расстояние между соседними серединами коренных шеек;
RT – реакция опор при действии тангенциальной силы: RT = -0,5T
Центробежная сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки:
где mпр – масса противовеса (1,5 кг)
ρ – расстояние от оси вращения коленчатого вала до центра тяжести противовеса (ρ = 60·10-3 м)
Сила инерции вращающихся частей шатуна:
Центробежная сила, действующая на щеку:
где тщ = 1,2 кг – приведенная масса щеки
Центробежная сила, действующая на шатунную шейку:
Реакция опор при действии сил в плоскости кривошипа:
Изгибающий момент, действующий в плоскости кривошипа:
Суммарный изгибающий момент Мφ в плоскости располжения масляного отверстия: φм = 140 º - угол между положительным направлением силы К и осью отверстия.
Результаты вычислений сводим в таблицу.
Расчет производим по пределу текучести:
,
где
Определяем суммарный запас прочности:
Суммарный запас прочности шатунных шеек для тракторных дизелей должен быть Зшш ≥ 3...5
Расчет щеки.
Моменты, скручивающие щеку:
Момент сопротивления прямоугольного сечения щеки:
Находим касательные напряжения в щеке:
Расчет производим по пределу выносливости.
Определяем:
(без обработки)
Моменты, изгибающие щеку:
Силы, сжимающие (растягивающие) щеку:
Максимальные и минимальные напряжения в щеке:
где - момент сопротивления щеки изгибу.
Fщ – площадь расчетного сечения, м2
Кσт = 1,5, q 1, Кσ = 1,5, Кfσ = 0,65, Кdσ = 0,6
Суммарный запас прочности щеки:
5. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА
Механизм газораспределения предназначен для своевременного впуска в цилиндр двигателя воздуха и для выпуска отработавших газов. Для лучшего наполнения и обеспечения очистки цилиндров двигателя впускные и выпускные клапаны открываются и закрываются не при положениях поршня в мертвых точках, а с некоторым опережением и запаздыванием. При проектировании клапанного механизма необходимо стремиться к удовлетворению двух противоположных требований: 1) получению максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра, 2) сокращению до минимума массы подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок.
5.1. Профилирование кулачка
Под профилированием понимают определение высоты подъема клапана в зависимости от угла поворота кулачка. Механизм газораспределения двигателя Д – 243 – верхнеклапанный с нижним расположением распределительного вала.
Средняя скорость поршня: Сп = 7,08 м/с,
Скорость газового потока в проходном сечении седла при максимальном подъеме впускного клапана принимается из диапазона 80...100 м/с.
Угол предварения открытия впускного клапана φпр = 17 º п.к.в, а угол запаздывания закрытия впускного клапана φзп = 56 º п.к.в.
Радиус стержня распределительного вала r = 17,5 мм,
Зазор между клапаном и коромыслом ∆S = 0,25 мм.
Основные размеры проходных сечений в горловине и в клапане:
Площадь проходного сечения клапана при максимальном подъеме:
, (342. [2])
где iкл – число одноименных клапанов на цилиндр (1)
Рис. 13. Расчетная схема проходного сечения в клапане.
Диаметр горловины клапана:
где Fгор = 1,15Fкл = 0,15·572 = 657,8 мм2 – площадь проходного сечения горловины клапана.
Из условия возможного расположения клапанов в головке при верхнем их расположении диаметр головки не должен превышать dгор = (0,38...0,42)D.
dгор = 0,38·110 = 42 мм
Окончательно принимаем dгор = 30 мм
Максимальная высота подъема клапана при угле фаски клапана α = 45 º:
(318, [2])
Основные размеры впускного клапана.
Радиус начальной окружности:
Ро = Р + (1...2,5), мм
Ро = 17,5 + 1,5 = 19 мм
Максимальный подъем толкателя:
где lт = 33 мм – длина плеча коромысла, прилегающего к толкателю,
lкл = 55 мм – длина плеча коромысла, прилегающего к клапану
Определяем радиус окружности тыльной части кулачка:
Протяженность участка сбега:
где ωтолк = 0,02 мм/град – скорость толкателя в конце сбега.
º
Угловую протяженность других участков ускорения толкателя выбираем из соотношений:
где φро – угол, определяемый по соотношению:
Решив эти уравнения получим:
Вспомогательные величины и коэффициенты закона движения толкателя:
где z = 5/8 – принято по рекомендациям для кулачка Курца.
Проверка вычисленных значений коэффициентов:
Подъем (перемещение) толкателя к углу поворота кулачка:
Здесь
Полученные значения перемещений, рассчитанные по вышеприведенным формулам, сводим в таблицу.
Определяем скорость толкания:
где ωк – угловая скорость вращения кулачкового вала
Полученные значения скоростей толкателя сводим в таблицу.
Ускорение толкателя определяем по следующим формулам:
Значения ускорения толкателя, полученные по вышеперечисленным формулам, сносим в таблицу.
Минимальный и максимальный радиусы кривизны безударного кулачка:
5.2. Расчет клапанной пружины
Клапан приводится в движение через толкатель, штангу и коромысло. Коромысло имеет плечи lкл = 55 мм, lт = 33 мм.
Материал пружин:
сталь 50ХФА, τ-1 = 350 МПа, σв = 1500 МПа.
Расчет выполняем для впускного клапана.
Пружина должна развивать усилие, превышающее силу инерции деталей Г.Р.М. на предельном скоростном режиме работы движения.
Определяем массу ГРМ, приведенную к оси клапана:
Масса Г.Р.М. приведенная к оси толкателя:
где mкл = 200 г – масса клапана;
mтар = 46 г – масса тарелки клапана;
mзам = 10 г – масса сухарей тарелки;
mпр = 48 г – масса пружины;
Jкор = 2,64·10-2 – момент инерции коромысла относительно оси качения.
mшт = 160 г – масса штанги;
mт = 113 г – масса толкателя.
Условие обеспечения кинематической связи между деталями Г.Р.М.
где k – коэффициент запаса (для дизелей k = 1,28...1,52), принимаем
k = 1,5;
РJкл – приведенная к клапану сила инерции механизма при движении толкателя с отрицательным ускорением.
Плошная посадка впускного клапана на седло в джунглях без наддува обеспечивается практически при любом минимальном усилии пружины.
Пусть
Суммарные усилия между внутренней и наружной пружинами разделятся следующим образом:
Для наружной пружины:
Определяем деформацию пружин:
- предварительная деформация:
- полная деформация:
Определяем жесткость пружин:
Общая жесткость пружин:
Строим характеристику клапанных пружин.
Рис. 17. Характеристика совместно работающих двух пружин.
Размеры пружин принимаем по конструктивным соображениям.
Диаметр проволоки:
- внутренней пружины,
- наружной пружины,
Средний диаметр пружин:
Определяем число рабочих витков пружины.
- наружной пружины:
где G – модуль упругости второго рода (G = 8,3 мН/см2).
- внутренней пружины
Определяем полное число витков:
Определяем длину пружины при полностью открытом клапане:
где ∆min = 0,3 мм – наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.
- внутренней пружины:
Определяем длину пружин при закрытии клапана:
Определяем длину свободных пружин:
- наружной
Максимальное и минимальное напряжения в пружинах:
- внутренняя пружина
где Кв – поправочный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению пружины. Выбирается в зависимости от Dпр/δпр.
Для Dпр.в/δпр.в = 22/2 = 11, Кв = 1,11
Для Dпр.н/δпр.н = 30/3 = 10, К = 1,13
- наружная пружина
Средние напряжения и амплитуды напряжений:
Определяем запас прочности пружин:
Расчет на резонанс:
Возникновению резонансных колебаний нет причин.
5.3. Расчет распределительного вала
При работе двигателя на распределительный вал со стороны клапанного привода действует: сила упругости пружины Рпр, сила давления газов и др. силы, приведенные к толкателю. Вал изготовлен из углеродистой стали 45.
Размеры вала:
Рис. 18. Расчетная схема распределительного вала.
Суммарная сила (приведенная), действующая на кулачок:
Наибольшая сила передается от выпускного клапана в начальный период его открытия. Сила давления газов определяется по разности давлений, действующих на головку клапана:
где d = 0,042 м – наружный диаметр головки выпускного клапана,
Ртр = 0,1 МПа – давление в выпускном трубопроводе, принимаем, что выпуск производится в атмосферу, Ртр = Р0 = 0,1 МПа,
Р – давление в цилиндре в рассчитываемом положении кулачка,
φ ºПКв = 540-56 = 484 º, φпрв = 242 º, Р = 0,5 МПа.
Сила инерции в рассчитываемый период:
Сила упругости пружины Рпр соответствует Рпр.min = 70 H.
Определяем стрелу прогиба вала:
Определяем напряжение смятия в зоне контакта кулачка и толкателя:
5.4. Расчет штанги привода клапана
Диаметр штанги d = 12 мм, длина штанги lшт = 362 мм. Штанга дюралюминиевая, со стальными наконечниками.
Определяем критическую силу Ркр для штанги по формуле Эйлера:
где Е – модуль упругости первого рода (для дюралюминия Е = 0,7·105 МПа);
Jшт – экваториальный момент инерции поперечного сечения штанги. Для штанги из пружка длиной lшт
Запас устойчивости штанги:
где Ршт = Рm = 1407,5
Напряжение сжатия в месте контакта сферического наконечника штанги при радиусе наконечника штанги rнш = 6,5 мм, радиусе гнезда толкателя
rгт = 7 мм
5.5. Расчет коромысла
Напряжение смятия цилиндрической опорной поверхности коромысла:
где d = 21 мм – диаметр опорной поверхности коромысла, длина
b = 30 мм
Сферической поверхности регулировочного болта:
где r1 = 8 мм – радиус головки болта
r2 = 9 мм – радиус гнезда.
5.6. Расчет толкателя
Диаметр стержня толкателя dт = 24 мм;
Длина участка стержня толкателя, находящегося в направляющей l = 35 мм.
Момент, опрокидывающий толкатель в направляющей:
ОВТ – длина перпендикуляра, опущенного из центра начальной окружности на направление действия силы РТ
ОВТ = 16,5 мм
Удельная нагрузка, соответствующая Мmax:
Рис. 19. Схема нагружения толкателя.
6. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ
Комплекс процессов, обеспечивающих подачу в цилиндры двигателя воздуха и топлива, образование горючей смеси, а также удаление из цилиндров продуктов сгорания, называют питанием двигателя.
Комплекс устройств и приборов, обеспечивающих выполнение этих процессов, образует систему питания.
Система питания двигателя состоит из следующих основных элементов: воздухоочистителя, впускного и выпускного коллекторов, топливных фильтров грубой и тонкой очистки, топливного насоса, форсунок, трубопроводов низкого и высокого давления, а также глушителя и топливного бака, устанавливаемых на тракторе.
Топливный насос высокого давления – четырехплунжерный УТН – 5. Насос приводится в действие от коленчатого вала через распределительные шестерни.
Впрыск топлива в цилиндры дизеля производится форсунками ФД – 22 закрытого типа с четырехдырчатым распылителем.
6.1. Расчет секции топливного насоса высокого давления
Расчет секции ТНВД заключается в определении диаметра и хода плунжера. Эти основные конструктивные параметры насоса находятся в зависимости от его цикловой подачи на режим номинальной мощности.
Цикловая подача, т.е. расход топлива за цикл:
где Рт – плотность диз. топлива, Рт = 0,842 т/м3
Теоретическая подача секции топливного насоса:
, (стр. 356. [2])
где ηн – коэффициент подачи насоса, представляющий собой отношение объема цикловой подачи к объему, описанному плунжером на геометрическом активном ходе и учитывающий сжатие топлива и утечки через неплотности, а также деформации трубопроводов высокого давления.
Обычно ηн = 0,7...0,9
Принимаем ηн = 0,8
Полная производительность секции ТНВД с учетом перепуска топлива, перегрузки двигателя и обеспечения надежного пуска при низких температурах:
Принимаем
Определяем диаметр плунжера из соотношения:
, (стр. 357 [2])
где Sпл/dпл – изменяется в пределах 1,0...1,7. (принимаем 1,1)
Найденное значение приводим в соответствие с ГОСТ 10578-74, и принимаем dпл = 7 мм
Определяем ход плунжера (полный):
По ГОСТ 10578-74 принимаем Sпл = 8 мм
При выбранном диаметре плунжера его активный ход:
где fпл – площадь сечения плунжера.
Определяем среднюю скорость плунжера ТНВД:
где φа – продолжительность впрыска топлива (при объемном смесеобразовании φа = 10...20 º ПКВ), φ2 = 15 º ПКВ;
nк – частота вращения кулачкового вала ТНВД (nк = 850 мин-1)
6.2. Расчет форсунки
По результатам теплового расчета дизеля и топливного насоса высокого давления определяем диаметр сопловых отверстий форсунки.
Исходные данные:
- действительное давление в конце сжатия: Р''с = 5,06 МПа;
- давление конуса сгорания: Рz = 6,57 МПа;
- частота вращения двигателя: n = 1700 мин-1
- цикловая подача топлива: Vц = 63,6 мм3/цикл
- плотность дизельного топлива: Pт = 842 кг/м3
Продолжительность подачи топлива в градусах поворота коленчатого вала ∆φ = 15 º.
Время истечения топлива:
Среднее давление газов в цилиндре в период впрыска:
Среднее давление распыливания принимаем Рф = 40 МПа.
Средняя скорость истечения топлива через сопловые отверстия:
, (360. [2])
Коэффициент расхода топлива принимаем μ = 0,72.
Суммарная площадь сопловых отверстий:
Число сопловых отверстий принимаем равным m = 4.
Диаметр соплового отверстия:
7. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ СМАЗЫВАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
Система смазывания автотракторных двигателей предназначена для уменьшения потерь на трение между поверхностями деталей (создания несущего масляного слоя на поверхностях сопрягаемых деталей, для предотвращения коррозии, охлаждения этих поверхностей и удаления с них продуктов износа. В зависимости от типа двигателя и конструкции применяют систему смазывание разбрызгиванием, под давлением и комбинированную. В большинстве современных двигателей применяется система смазывания под давлением и разбрызгиванием, т.е. комбинированная.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7
