Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы - Производство и технологии дипломная работа

Главная

Производство и технологии
Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы

Расчет рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания: динамический анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм, параметры процессов, расход топлива; проект гидрозапорной системы двигателя; выбор геометрических и экономических показателей.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы
В дипломном проекте представлен расчет рабочего цикла проектируемого двигателя. На основании расчета рабочего цикла проектируемого двигателя внутреннего сгорания проведен динамический анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм. В результате расчета рабочего цикла двигателя и динамики КШМ было: определены параметры всех процессов рабочего цикла: впуск - сжатие - сгорание расширение - выпуск; найдено среднее индикаторное и эффективное давления; определены индикаторный, механический, эффективный КПД двигателя; определены индикаторный и эффективный расход топлива; рассчитаны основные размеры двигателя - диаметр цилиндра и ход поршня; построена индикаторная диаграмма в P - S координатах; рассчитана и построена внешняя скоростная характеристика двигателя; по результатам расчета динамики КШМ построены диаграммы сил, действующих на детали КШМ в Р - ц координатах.
Динамический анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм, позволяет произвести расчет основных деталей кривошипно-шатунного механизма на прочность.
В специальной части курсового проекта проведен расчет основных элементов системы питания с выбором оптимальных размеров, спроектирована гидрозапорная система, устанавливаемая на данный двигатель. С выбором основных геометрических и экономических показателей.
В исследовательской части проекта представлена гидрозапорная система тракторного дизеля Д-440
В соответствии с заданием выполнен раздел по охране труда, а также расчет экономической эффективности от внедрения данной разработки.
2. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма
6. Методика проведения эксперимента
Одной из характерных особенностей современного развития промышленности является бурный рост энергетического машиностроения и насыщение многих отраслей народного хозяйства различными источниками энергии. Важная роль в выполнении этой задачи отводится двигателям внутреннего сгорания, а внутри этого класса машин - дизелям, как самым экономичным и широко освоенным.
Необходимо отметить, что возможности дизелей еще полностью не реализованы, особенно в отношении топливной экономичности, надежности и долговечности работы.
Особенностью развития дизельных двигателей является их форсирование по мощности применение наддува и увеличение быстроходности, что приводит к возрастанию механической и тепловой напряженности их основных деталей. Повышенные максимальные и средние давления рабочего цикла интенсифицируют все виды теплообмена от газов к деталям цилиндропоршневой группы и форсунке двигателя.
Рабочие уровни механической напряженности еще обеспечиваются достаточно высокими коэффициентами запаса прочности, хотя в некоторых конструкциях форсированных дизелей уже теперь имеются отдельные узлы, механическая прочность которых близка к предельной.
Топливная система проектируемого двигателя состоит из топливного насоса высокого давления с всережимным регулятором числа оборотов, топливоподкачивающего насоса, форсунок, фильтров грубой и тонкой очистки, топливопроводов низкого и высокого давления, воздухоочистителя.
Смесеобразование горючей смеси в дизеле происходит внутри его цилиндра следующим образом. Топливо в цилиндр впрыскивается через форсунку под давлением 175 атм. Вследствие трения о воздух струя топлива дробиться на мелкие капельки диаметром 0,002 - 0,003 мм, которые образуют топливный факел, имеющий форму конуса. Угол конуса распыливания зависит от формы и размеров сопла, давления впрыска, вязкости топлива и давления воздуха в цилиндре.
Предъявляемые к топливной аппаратуре дизелей высокие технические требования, а в некоторых случаях и специфические условия производства, привели к созданию различных конструкций топливных насосов высокого давления и форсунок.
Требования, предъявляемые к топливным системам:
а) хорошо распыливать и равномерно распределять топливо по объему камеры сгорания;
в) подавать топливо в камеру сгорания в определенный момент;
г ) подавать топливо в течение заданного промежутка времени с определенной интенсивностью ;
д) обеспечивать одинаковую подачу топлива во все цилиндры дизеля при любой нагрузке ;
е) создавать высокое давление в системе топливоподачи.
1.1 Обоснование и выбор исходных данных
Высокие технико-экономические показатели проектируемого двигателя могут быть получены только в том случае, если выбранные исходные данные соответствуют назначению и типу двигателя, роду применяемого топлива, уровню развития мирового двигателестроения.
Умение правильно и обосновано выбрать исходные данные требует наличие глубоких знаний по изучаемым дисциплинам и во многом предопределяет получаемые результаты расчета. В противном случае в расчетах неизбежны ошибки, неточности, вызывающие необходимость непроизводительного использования машинного времени на выполнение задания.
а) номинальная мощность Ne = 80 кВт
б) номинальная частота вращения n = 1750 мин -1
е) отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 1,077
з) средняя скорость поршня С m =8,26 м/с
Выберем следующие исходные данные: топливо - жидкостное (дизельное); давление окружающей среды и температуру берут при нормальных условиях. По рекомендациям [3] выбор исходных данных сведем в таблицу 1.
2 Низшая теплотворная способность топлива
6 Показатель политропы сжатия в компрессоре
11 Коэффициент сопротивления впускной системы
13 Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
Техническая характеристика двигателя - прототипа
Номинальная частота вращения n, мин -1 1750
Средняя скорость поршня С m , м/с 8,26
1.2 Количество продуктов сгорания и свежего заряда
1.2.1 Теоретически необходимое количество воздуха L 0 , кмоль для сгорания 1 кг топлива вычисляем по формуле
1.2.2 Количество свежего заряда М 1 , кмоль
1.2.3 Количество отдельных компонентов продуктов сгорания М СО2 , М Н2О , М О2 , М N 2 , кмоль при б = 1,6
М N 2 = 0.79*1.6*0.495 = 0.6313 кмоль
1.2.4 Общее количество продуктов сгорания будет состоять из продуктов сгорания М 2 , кмоль при б = 1 и избыточного воздуха не участвующего в сгорании
1.2.5 Теоретический коэффициент молекулярного изменения в 0
1.2.6 Параметры окружающей среды: То = 288 К;
1.2.7 Температура окружающей среды Tk, 0 К (после нагнетателя)
где n k - показатель политропы сжатия. Для центробежного нагнетателя с охлаждаемым корпусом, принят n k = 1,8 [5, с. 7-10].
1.2.8 Давление остаточных газов Р r при е = 16 и Tr = 850 К
По данным [1] см. таблица 1 примем: ДТ = 8 град;
1.3.1 Плотность заряда на впуске с к , МПа
1.3.2 Давление заряда в конце впуска Ра, МПа
1.3.3 Коэффициент остаточных газов г r , МПа
1.3.4 Температура в конце впуска при То = Тк
1.3.5 Коэффициент наполнения з v при Ро = Рк и То = Тк, ц = 1
1.3.6 Количество рабочей смеси в конце наполнения Ма, кмоль, в точке А индикаторной диаграммы
1.3.7 Количество остаточных газов в рабочей смеси М r , кмоль
1.3.8 Доля продуктов сгорания r П.С.( б=1) , при б = 1 в общем количестве продуктов сгорания при б > 1
1.3.9 Доля избыточного воздуха в общем количестве продуктов сгорания r b (П.С.)
1.3.10 Количество продуктов сгорания М or , кмоль, при б = 1 в остаточных газах
М о r = 0,6394*0,0204 = 0,01304 кмоль
1.3.11 Количество остаточных газах в рабочей смеси М в r , кмоль
М в r = 0,3606*0,0204 = 0,00735 кмоль
1.3.12 Количество воздуха М 1в , кмоль, в рабочей смеси с учетом избыточного воздуха в остаточных газах составит
М 1в = 0,7918+0,007735 = 0,7995 кмоль
1.3.13 Доля воздуха в рабочей смеси в конце наполнения
1.3.14 Доля продуктов сгорания r П.С.(А) , при б = 1 в рабочей смеси в конце наполнения
1.3.15 Количество продуктов сгорания , кмоль, при б = 1 в конце сгорания (Z индикаторной диаграммы) с учетом их наличия в остаточных газах от предыдущего цикла
1.3.16 Общее количество избыточного воздуха в продуктах сгорания
1.3.17 Общее количество продуктов сгорания , кмоль с учетом остаточных газов
1.3.18 Доля продуктов сгорания r П.С.(А) , при б = 1 в конце сжатия (*Z)
1.3.19 Доля избыточного воздуха в продуктах сгорания r в(П.С.) , при б > 1:
Уравнение теплового баланса за процесс сжатия при условии, что суммарная подведенная к рабочему тему теплота Qac = 0, имеет вид Uc-Ua = Lac, которое в развернутом виде запишется:
Удельная внутренняя энергия свежего заряда цилиндра () определяется с учетом наличия в рабочем теле оставшихся от предыдущего цикла продуктов сгорания (В начале (*) «А» и в конце сжатия (*) «С» индикаторной диаграммы).
По таблицам 7 и 9 для воздуха и продуктов сгорания дизельного топлива при б =1.
Для промежуточных температур внутренняя энергия определяется линейным интерполированием.
Уравнение теплового баланса решаем методом последовательных приближений, задаваясь показателем политропы сжатия n 1 .
Внутренняя энергия рабочего тела в начале сжатия Ua, () при составит (Приложение А)
1.4.1 Задаемся первым значением n 1 равным n 1 = 1,36, тогда
Внутренняя энергия рабочего тела в конце сжатия Uс, () при t с = 647 составит
Подставляя в уравнение значение энергий, имеем
1.4.2 Задаемся вторым значением n 1 равным n 1 = 1,369, тогда
Внутренняя энергия рабочего тела в конце сжатия при t с = 647 0 С составит
Подставляя в уравнение значение энергий, имеем
Таким образом, имеем: n 1 = 1,369; Т С = 920,7 К.
1.4.3 Давление газов в цилиндре в конце процесса сжатия Р С , МПа
1.5 Параметры конца процесса сгорания
1.5.1 Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания в виде
Принимая: о = 0,80 л = 1,9 по[1, с.367] и определяя
Величина U Z , есть функция температуры сгорания и долей продуктов сгорания при б =1 и избыточного воздуха в общем количестве продуктов сгорания.
Поэтому последнее равенство можно решить методом последовательных приближений, задаваясь температурой Т Z .
5.1.2 Если принять (t Z = 1800 ? С), то
по таблицам (см. приложение А) определяем
Таким образом искомая температура находится между 2073 К и 2080 К
5.1.4 Графическим методом находим искомую температуру сгорания К (t Z = 1804 ? С)
Погрешность определения Т Z составит:
Таким образом, окончательно принимаем Т Z = 2077 К
1.5.5 Степень предварительного расширения продуктов сгорания с
1.5.6 Степень последующего расширения продуктов сгорания д
1.5.4 Максимальное давление сгорания Рz, МПа
При равенстве теплоты, подведенной к рабочему телу в процессе расширения, теплоте отданной в стенки рабочего цилиндра уравнение баланса теплоты запишется в виде:
Из расчета процесса сгорания имеем:
По таблицам (Приложение А) для продуктов сгорания и дизельного топлива при б =1 избыточного воздуха имеем
Работа за процесс расширения составит:
Внутренняя энергия продуктов сгорания составит:
Внутренняя энергия продуктов сгорания составит:
Работа за процесс расширения составит:
Таким образом, = 1.2815; T b = 1035 K.
1.6.3 Давление газов в конце расширения Р b , МПа
1.6.2 Работа газов в период сгорания , кДж/кмоль, при Р = const
1.6.3 Работа за весь процесс расширения, кДж/кмоль
1.6.4 Работа цикла, приходящаяся на один килограмм топлива Li, МДж/кг
1.6.5 Объем Vh, м 3 , в котором сжигается один килограмм топлива, определяется
1.6.6 Среднее индикаторное давление расчетного цикла Р ip , МПа
а с учетом скругления индикаторной диаграммы
где - ц i - коэффициент скругления (принимается 0,95 по [4])
1.6.7 Среднее индикаторное давление расчетного цикла по уравнению
1.6.8 Среднее индикаторное давление расчетного цикла по уравнению Р ip , МПа
1.6.9 Среднее индикаторное давление с учетом скругления индикаторной диаграммы
1.6.10 Среднее давление механических потерь в двигателе Р М , МПа, при
P М = 0,089+0,0118*8,26 = 0,186 МПа
1.7 Среднее эффективное давление цикла Р е , МПа
1.8 Механический к.п.д. двигателя з М
1.9 Удельный индикаторный расход топлива g i , г/кВтч
1.10 Удельный эффективный расход топлива g e , г/кВтч
1.11 Часовой расход топлива G T , кг/ч
1.14 Основные размеры двигателя V л , л
1.14.1 Рабочий объем одного цилиндра V h , л
1.14.2 Исходя из геометрических размеров двигателя принимаем , имеем
2 . КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРЕВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил величина отношения радиуса кривошипа к длине шатуна была принята в тепловом расчете л = 0,26 двигателя прототипа.
где R радиус кривошипа - R = 70 мм.
2.1.2 Перемещение поршня S k , мм, по рекомендациям [4] определяем
Результаты расчета перемещения поршня, проведенные на ЭВМ, приведены в приложении В.
2.1.3 Угловая скорость вращения коленчатого вала щ, рад/с
Результаты расчета скорости и ускорения поршня приведены в Приложении В.
Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. По этим силам производятся расчеты основных деталей на прочность и износ, а также определение неравномерности крутящего момента и степени неравномерности хода двигателя.
Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют: силы от давления газов в цилиндре; силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс; центробежные силы; давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (они в динамическом расчете обычно не учитываются).
Все действующие силы в двигателе воспринимаются: полезным сопротивлениям на коленчатом валу; силами трения и опорами двигателя.
В течение каждого рабочего цикла (720 для четырехтактного двигателя) силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 10…30 0 .
Результаты динамического расчета сводят в таблицы.
Силы давления газов, действующие на площадь поршня, для упрощения динамического расчета заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приближенной к оси поршневого пальца. Определяется эта сила для каждого момента времени (угла ц) по действительной индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета (обычно для нормальной мощности и соответствующего ей числа оборотов).
Перепостроение индикаторной диаграммы в развернутую диаграмму по углу поворота коленчатого вала обычно осуществляется по методу проф. Ф.А. Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строиться вспомогательная полуокружность радиусом R = S/2 (см. рисунок на листе 1 формата А1 под названием «Индикаторная диаграмма в P-S координатах»). Далее от центра полуокружности (точка О) в сторону Н.М.Т. откладывается поправка Брикса равная Rл/2. Полуокружность делят лучами из центра О на несколько частей, а из центра Брикса (точка О) проводят линии параллельные этим лучам. Точки полученные на полуокружности, соответствуют определенным лучам ц (на рисунке формата А1 интервал между точками равен 30 0 ). Из этих точек проводятся вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы, и полученные величины давлений сносятся на вертикали
соответствующих углов ц. Развертку индикаторной диаграммы обычно начинают от В.М.Т. в процессе хода впуска:
а) индикаторную диаграмму (см. рисунок на листе 1 формата А1), полученную в тепловом расчёте, развёртывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса;
где Ms - масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме;
б) масштабы развёрнутой диаграммы: давлений Мр = 0,033 МПа/мм; угла поворота кривошипа Мф = 2 гр п к. в. / мм;
в) по развёрнутой диаграмме через каждые 10 0 угла поворота кривошипа определяются значения Др г и наносятся в таблицу динамического расчёта (в таблице значения даны через 30 0 ):
г) по развернутой диаграмме через каждые 10 0 следует учесть, чтодавление на свернутой индикаторной диаграмме отсчитывается от абсолютногонуля, а на развёрнутой диаграмме показывается избыточное давление надпоршнем
Следовательно, давления в цилиндре двигателя, меньшие атмосферных, на развёрнутой диаграмме будут отрицательными. Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала - считаются положительными, а от коленчатого вала - отрицательными.
2.2.2.1 Сила давления газов на поршень Р г , Н
Р г = (р г - р 0 )F П ·*10 6 Н, (2.8)
где F П выражена в см 2 , а р г и р 0 - в МН /м 2 , [2].
Из уравнения (139, [2]) следует, что кривая сил давления газов Р г по углу поворота коленчатого вала будет иметь тот же характер изменения, что и кривая давления газов Др г .
2.2.3 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма
По характеру движения массы деталей кривошипно-шатунного механизма можно разделить на массы, движущихся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна), массы, совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна): массы, совершающие сложное плоско-параллельное движение (стержень шатуна).
Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.
Масса поршневой группы не считается сосредоточенной на оси
поршневого пальца в точке А [ 2, рисунок 31, б].
Масса шатунной группы m Ш заменяется двумя массами, одна из которых m ШП сосредоточивается на оси поршневого пальца в точке А - а другая m ШК -- на оси кривошипа в точке Б Величины этих масс определяются из выражений:
L, MK - расстояние от центра кривошипной головки до центра тяжести шатуна;
L ШП - расстояние от центра поршневой головки до центра тяжести шатуна
С учётом диаметра цилиндра- отношения S/D двигателя с рядным расположением цилиндров и достаточно высокого значения р г устанавливается масса поршневой группы (поршень из алюминиевого сплава) т П = m j
Силы инерции, действующие в кривошипно-шатунном механизме, в соответствии с характером движения приведённых масс Р г , и центробежные силы инерции вращающихся масс К R (рисунок 32, а; [2]).
Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс
2.2.4.1 Из полученных на ЭВМ расчетах определяют значение силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс:
Аналогично ускорению поршня сила Р j : может быть представлена в виде суммы сил инерции первого Р j 1 и второго Р j 2 порядков
В уравнениях (143) и (144), [2] знак минус показывает, что сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению. Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс действуют по оси цилиндра и так же как силы давления газов, считаются положительными, если они направлены к оси коленчатого вала, и отрицательными, если они направлены от коленчатого вала.
Построение кривой силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс осуществляется по методам, аналогичным построению кривой ускорения
поршня (см. рисунок 29, [2]), но в масштабе М р и М н в мм, в котором построена диаграмма сил давления газов [1, рисунок 30].
Расчёты Р J должны производиться для тех же положений кривошипа (углов ц), для которых определялись Др г и Дрг
2.2.4.2 Центробежная сила инерции вращающихся масс
Сила К R постоянна по величине (при щ = const), действует по радиусу кривошипа и постоянно направлена от оси коленчатого вала.
2.2.4.3 Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна
2.2.4.4 Центробежная сила, действующая в кривошипно-шатунном механизме
2.2.5 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме:
а) суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяются путём алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс. Суммарная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца
Графически кривая суммарных сил строится с помощью диаграмм
Рг=f(ц) и Р J = f(ц) (см. рисунок 30, [4]) При суммировании этих двух диаграмм,построенных в одном масштабе М Р , полученная диаграмма Р будет в том жемасштабе Мр.
Суммарная сила Р , как и силы Р г и Р J направлена по оси цилиндрамприложена к оси поршневого пальца.
Воздействие от силы Р передаётся на стенки цилиндра перпендикулярно его оси, и на шатун по направлению его оси.
Сила N, действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра N, Н
б) нормальная сила N считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала шеек имеет направление, противоположное направлению вращения вата двигателя.
Значения нормальной силы Ntgв определяют для л = 0.26 по таблице
в) сила S, действующая вдоль шатуна, воздействует на него и далее передается* кривошипу. Она считается положительной, если сжимает шатун, и отрицательной, если его растягивает.
Сила, действующая вдоль шатуна S, Н
От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:
г) сила направленная по радиусу кривошипа К, Н
д) тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа, Т, Н
Сила Т считается положительной, если она сжимает щеки колена.
2.2.6 Среднее значение тангенциальной силы за цикл
где Р Т - среднее индикаторное давление, МПа;
а) по величине д) определяется крутящий момент одного цилиндра
Кривая изменения силы Т в зависимости от ц является также и кривой изменения М кр.ц , но в масштабе
Для построения кривой суммарного крутящего момента М кр многоцилиндрового двигателя производят графическое суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками. Так как от всех цилиндров двигателя величины и характер изменения крутящих моментов по углу поворота коленчатого вала одинаковы, отличаются лишь угловыми интервалами, равными угловым интервалам между вспышками в отдельных цилиндрах, то для подсчёта суммарного крутящего момента двигателя достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра
б) для двигателя с равными интервалами между вспышками суммарный крутящий момент будет периодически изменяться (i -- число цилиндров двигателя):
Для четырехтактного двигателя через О -720 / L град. При графическом построении кривой М кр (см. лист ватмана 1 формата А1) кривая М кр.ц одного цилиндра разбивается на число участков, равное 720 - 0 (для четырёхтактных двигателей), все участки кривой сводятся в один и суммируются.
Результирующая кривая показывает изменение суммарного крутящего момента двигателя в зависимости от угла поворот коленчатого вала.
в) среднее значение суммарного крутящего момента М кр.ср определяют по площади заключённой под кривой М кр .
где F 1 и F 2 -- соответственно положительная площадь и отрицательная площадь в мм 2 , заключённые между кривой М кр и линией АО и эквивалентные работе, совершаемой суммарным крутящим моментом (при i ? 6 отрицательная площадь, как правило, отсутствует);
ОА - длина интервала между вспышками на диаграмме, мм;
М м -- масштаб моментов. Н * м в мм.
Момент М кр.ср представляет собой средний индикаторный момент
двигателя. Действительный эффективный крутящий момент, снимаемый с вала двигателя.
где з м - механический к. п. д. двигателя
Основные расчетные данные по силам, действующих в кривошипно-шатунном механизме по углу поворота коленчатого вала приведены в приложении Б.
Основные конструктивные соотношения размеров поршня (принятые
Максимальное давление сгорания Р z -- 7,75 МН/м 2 при n N -- 1750 об/мин:Площадь поршня F n = 0.0136 м 2 ;
Наибольшая нормальная сила N max - 0.0092 МН;
Масса поршневой группы m п = 3.45 кг
Толщина днища поршня д = (012,..0,20)D = 19,5мм;
Высота поршня Н = (1,1-1,7) D = 175мм;
Высота юбки поршня h ю = (0,8...1,1) D = 130мм;
Радиальная толщина кольца t = (0,040…0.045)D = 5.2мм;
Радиальный зазор кольца в канавке поршня Дt = 0.8;
Толщина стенки головки поршня s = (0.05...010) D =13мм; Толщина первой кольцевой перемычки h n = (0.04... 0.07) D = 6,5 мм; Высота кольца а = 3...5 = 4 мм;
Число масляных отверстий в поршне n м / = 6...12 = 10:
Диаметр масляного канала d м = (0,3,..05)а = 2мм;
Материал поршня - алюминиевый сплав б п = 25 *10 -6 1/град;
Материал гильзы цилиндра - чугун, б ц = 11 * 10 -6 1/град.

3.1.1 Напряжение сжатия в сечении Х-Х
а) площадь сечения Х-Х , F х-х , мм
в) максимальная сжимающая сила Р г.мах , МН
3.1.2 Напряжение разрыва в сечении Х-Х
а) максимальная угловая скорость холостого хода щ х.х.мах , рад/с
б) масса головки поршня с кольцами m х-х , кг, расположенными выше сечения Х-Х
в) максимальная разрывающая сила Р J , МН
3.1.3 Напряжение в верхней кольцевой перемычке
3.1.4 Удельное давление поршня на стенку цилиндра Р е , МПа
3.1.5 Диаметры головки и юбки поршня D г , мм и D ю , мм
3.1.6 Диаметральные зазоры в горячем состоянии и , мм
где t ц = 115 0 С, t r = 220 0 С, t ю = 140 0 С, приняты с учетом водяного охлаждения двигателя
3.2 Расчет поршневого кольца дизеля
Материал кольца - серый чугун, Е = 1*10 5 МПа
3.2.1 Среднее давление кольца на стенку цилиндра Р СР , МПа
3.2.2 Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности
3.2.3 Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии у к.из1 , МПа
3.2.4 Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень у к.из2 , МПа
3.2.5 Монтажный зазор в замке поршневого кольца Д к , мм
где t k = 205 0 C t 0 = 15 0 C t ц = 115 0 C
3.3 Расчет поршневого пальца дизеля
В соответствии с предложенными пределами [1] принимаем: наружный диаметр пальца d п = 50 мм, внутренний диаметр пальца d в = 29 мм, длину пальца l п = 110 мм, длину втулки шатуна l ш = 47 мм, расстояние между торцами бобышек b = 52 мм. Материал поршневого пальца - сталь 12ХНЗА, Е = 2,2*10 5 МПа. Палец плавающего типа.
3.3.1 Расчетная сила, действующая на поршневой палец
3.3.2 Удельное давление пальца q ш , МПа на втулку поршневой головки шатуна
3.3.3 Удельное давление пальца q е , МПа на бобышки
3.3.4 Напряжение изгиба у из , МПа в среднем сечении пальца
3.3.5 наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца Дd П.мах , мм при овализации
Рисунок 2 - Схема поршневого пальца
3.3.6 Напряжение овализации на внешней поверхности пальца , МПА в горизонтальной плоскости (точки 1, ш = 0 град)
в вертикальной плоскости , МПА (точки 3, ш = 90 град)
3.3.7 Напряжение овализации , МПа, на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости у i 0 , МПа, (точки 2, ш = 0 град)
в вертикальной плоскости , МПА (точки 4, ш = 90 град)
4.1 Расчет поршневой головки шатуна
максимальное давление сгорания Р Z =7,75 Мпа на режиме n=n N =1750 об/мин при ц=370 0 ;
массу поршневой группы m п =3,45 кг;
массу шатунной группы m ш = 4,25 кг:
максимальное число оборотов холостого хода n хх max = 1837 об/мин:
ход поршня S=140 мм; площадь поршня F n = 0,0136м 2 ; л=0,2б.
диаметр поршневого пальца d П = 50мм;
длину поршневой головки шатуна 1 ш = 47мм;
наружный диаметр головки d r = 70 mm;
внутренний диаметр головки d в = 56 мм;
радиальная толщина стенки головки радиальная толщина стенки втулки
Материал шатуна - сталь 40X; E Ш = 22*10 5 МН/.м 2 : б г = 1* 10 -5 1/град.
Материал втулки - бронза; Е в = 1,15*10 5 МН/.м 2 : б г = 1,8*10 -5 1/град
4.2 По табл. 44 и 46 [2] для стали 40Х имеем:
а) предел прочности у в = 980 МН/м 2 ;
б) предел усталости (выносливости) при изгибе у -1 = 420 МН /м 2 ;
в) предел усталости при растяжении-сжатии у -1р =ЗОО МН/м 2: ;
г) предел текучести у Т = 800 МН /м 2 ;
д) коэффициент приведения цикла при изгибе у а = 0,23;
е) коэффициент привидения цикла при растяжении-сжатии, а у = 0,13.
Рисунок 4 - Схема поршневой головки шатуна
4.3 По формулам (185)-(187) [2] имеем:
4.3.1 Максимальное напряжение пульсирующего цикла у max , МПа
где m вг = 0,08т ш = 0.34 кг- масса части головки выше сечения I-I
4.3.2 Среднее напряжение и амплитуда напряжений у m о , МПа
где k у - эффективный коэффициент напряжений;
Так как головка не имеет резких переходов, то принимаем:
е м = 0,76 - масштабный коэффициент;
е П =0,7 - коэффициент поверхностной чувствительности;
4.3.2 Запас прочности в сечении I-I определяется по пределу усталости з у
4.4 Напряжение от запрессованной втулки
где Д = 0,04мм - натяг посадки бронзовой втулки;
t=110 0 С - средняя температура головки и втулки
4.4.2 Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой р, МПа
4.4.3 Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки у а , МПа
4.4.4 Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки у t , МПа
4.5.1 Максимальная сила R J П , Н, растягивающая головку на режиме п=п N
4.5.2 Нормальная сила N JO , Н и изгибающий момент М JO , Н*м в сечении 0-0
4.5.3 Нормальная сила , Н и изгибающий момент , Н*м в расчетном сечении от растягивающей силы
4.5.4 Напряжение на внешней головке от растягивающей силы у OJ , МПа
4.5.5 Суммарная сила, сжимающая головку , Н
4.5.6 Изгибающий момент , Н*м, в расчетном сечении отсжимающей силы
N сж /Р сж = 0,0018 и М сж0 /Р сж *r ср = 0,0006 определены по табл. 56 [2], а
4.5.7 Напряжение на внешней головке у асс , МПа от сжимающей сил
4.5.8 Максимальное у мах , МПА и минимальное у min , МПа напряжения асимметричного цикла
4.5.9 Среднее напряжение у m , МПа и амплитуда напряжений у а , МПа
4.5.10 Запас прочности n у в сечении А-А определяется по пределу усталости
4.6 Расчет кривошипной головки шатуна
Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем:
массу поршневой группы m п = 3,45 кг;
массу шатунной группы m ш = m шп + m шк = 4,25 кг;
диаметр шатунной шейки d шш = 85 мм;
толщина стенки вкладыша t в = 3,5 мм;
расстояние между шатунными болтами с б =118 мм:
длина кривошипной головки l k = 41 мм.
4.6.1 Максимальная сила инерции P JP , МН
4.6.2 Момент сопротивления W из , м 3 расчетного сечения
r 1 = 0.5(d ш +2t в )=0.5(85+2*3.5)=46 мм - внутренний радиус кривошипной головки шатуна
4.6.3 Моменты инерции вкладыша J в , м 4 и крышки J, м 3
4.6.4 Напряжение изгиба у из , МПа крышки и вкладыша
Из расчета кривошипной головки шатуна имеем:
максимальную силу инерции, разрывающую кривошипную головку и шатунные болты Р JP = 0,036 МН
По пределам, указанным [1] пр
Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы дипломная работа. Производство и технологии.
Доклад по теме История государства и права стран Восточной Европы в 1944-1990 годах
Служба Реферат
Гинекология Практика Дневник
Сочинение На Тему Родные Просторы
Маркетинговые Исследования Курсовая Работа
Отчет по практике по теме Организация исчисления налогов и сборов на предприятии
Топик: Русские заимствования в английском языке (Russian borrowings in English language)
Курсовая работа по теме Разработка бизнес-плана по созданию малого предприятия по производству ступиц
Реферат по теме Понятие конкретной жизненной ситуации, ее роль в механизме преступного поведения
Биологическое значение воспаления.
Роль Слов Сочинение
Метод Координат В Пространстве Контрольная Работа
Курсовая работа по теме Биоразнообразие мицелиальных грибов
Билеты к экзамену по муниципальному менеджменту
Реферат по теме Учение о микроэволюции
Реферат: Удобрение почвы
Реферат по теме Поняття "реальність", "цивілізація" й "культура"
Дипломная работа по теме Связи с общественностью в структуре редакции радио на примере радио 'Комсомольская правда-Ижевск'
Курсовая работа по теме Анализ эффективности видов деятельности организации
Отчет По Производственной Практике Ветеринария В Клинике
Медіаматеріали про політику та політичних діячів - Журналистика, издательское дело и СМИ дипломная работа
Современные тенденции мирового хозяйства - Международные отношения и мировая экономика курсовая работа
Источники (формы) права - Государство и право реферат