Материал: Проект дизельного двигателя для сельскохозяйственного трактора номинальной мощностью 70 кВт

Где d - диаметр горловины впускного клапана (d=40 мм).

Примем 

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по поперечному сечению пружины  [1,1…1,2], принимаем 1,1

Тогда диаметр проволоки пружины равен:

Где τдоп - допускаемые касательные напряжения(τдоп < τ-1, τдоп =400 МПа)

Число рабочих витков пружины:

Где G - модуль сдвига(G = 84000 МПа)

Полное число витков пружины:

Жёсткость пружины:

Шаг витка пружины:

 - минимально допустимый зазор между витками пружины при её полной деформации; Принимаем

.

Минимальная высота пружины:

.

Максимальная высота пружины:

.

Расчёт пружины на резонанс.

Условие не возникновения резонанса:

,

где  - частота собственных колебаний пружины;  - частота вращения распределительного вала

Циклическая частота собственных колебаний:

,

где  - жёсткость пружины;  - масса рабочих витков.

Если выразить циклическую частоту через число колебаний в минуту, а жёсткость и массу пружины - через её размеры, то получим

g - ускорение свободного падения,

- плотность материала пружины, =7800кг/м.

G-модуль сдвига.

Частота вращения распределительного вала:

.

,

условие не возникновения резонанса соблюдается.

Расчёт пружины на усталостную прочность.

Максимальное касательное напряжение:

Минимальное касательное напряжение:

Амплитудное напряжение:

.

Среднее напряжение:

.

Запас усталостной прочности:

 - предел выносливости материала пружины при пульсирующем цикле нагружения при кручении;

 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости при кручении; [1]

 (упрочнение пружины дробеструйной обработкой) [1],

где, - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;  - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров детали на предел выносливости при кручении.

 - коэффициент поверхностной чувствительности

Запас усталостной прочности:

7.4 Расчёт распределительного вала

Материал распределительного вала - высокопрочный чугун с шаровидным графитом, модифицированный магнием ВЧ 40-10. Расчётная схема представлена на рис. 21.

Рис. 21. Расчётная схема распределительного вала

Масса элементов газораспределительного механизма при нижнем расположении распределительного вала

mМГР=0,377 кг.

Нагрузки, действующие на распределительный вал:

сила инерции

 - максимальное положительное ускорение толкателя (приложение );

сила упругости пружины (сила сжатия пружины)

По результатам теплового расчёта (приложение 1):

 - давление газов в цилиндре в момент открытия выпускного клапана;

 - давление в выпускном трубопроводе;

 - диаметр тарелки выпускного клапана.

Следовательно,

Расчёт прогиба распределительного вала:

 - расстояние от опоры до точки действия силы ;

 - расстояние между опорами;

 - диаметр распределительного вала;

 - модуль упругости материала распределительного вала;

Напряжение смятия на поверхности толкателя:

 - ширина кулачка;

 - радиус начальной окружности кулачка;

 - радиус кривизны кулачка в момент действия ;

8. Системы дизеля

.1 Расчет смазочной системы

Расчёт масляного насоса

Количество тепла, отводимого маслом от двигателя:

Qм = 0,03×Q0 = 0,03×195,2 = 5,9 кДж/с,

Где Q0 = Hu×Gт / 3600 = 42440 × 16,56 / 3600 = 195,2 кДж/с - количество тепла, выделяемого топливом за 1 секунду.

Циркуляционный расход масла:

Vц = Qм /(rм×см×DТм) = 5,9 / (900×2,094×15) = 0,00021 м3/с,

где     rм = 900 кг/м3 - плотность масла;

см = 2,094 кДж/(кг×К) - теплоёмкость масла;

DТм = 15 К - температура нагрева масла в двигателе.

Циркуляционный расход с учётом стабилизации давления масла в системе:

V¢ = 2Vц = 2×0,00021 = 0,00042 м3/с.

Расчётная производительность насоса:

Vр = V¢ / hн = 0,00042 / 0,8 = 0,000525 м3/с,

где     hн = 0,8 - объёмный коэффициент подачи насоса.

Модуль зацепления зуба m = 4,5 мм = 0,0045 м.

Высота зуба h = 2m = 2×4,5 = 9 мм = 0,009м.

Число зубьев шестерён z = 6.

Диаметр начальной окружности шестерни:

D0 = z×m = 6×4,5 = 27 мм = 0,027 м.

Диаметр внешней окружности шестерни:

D = m×(z + 2) = 4,5×(6 + 2) = 36 мм = 0,036 м.

Частота вращения шестерни (насоса):

nн = uн×60 / (p×D) = 6,36×60 / (3,14×0,0405) = 2900 мин-1,

где     uн = 5,46 м/с - окружная скорость на внешнем диаметре шестерни.

Длина зуба шестерни:

0,014 м.

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

где р = 50×104 Па - рабочее давление масла в системе;

hмн = 0,87 - механический КПД масляного насоса.

7.2 Расчет системы охлаждения

Расчёт жидкостного насоса

Количество тепла, отводимого от двигателя системой охлаждения:

Qохл = 0,3×Q0 = 0,3×195,2 = 58,6 кДж/с,

где     Q0 = Hu×Gт / 3600 = 42440 × 16,56 / 3600 = 195,2 кДж/с - количество тепла, выделяемого топливом за 1 секунду.

Циркуляционный расход охлаждающей жидкости:

G¢ц = Qохл /(rож×сож×DТож) = 58,6 / (1120×3,750×10) = 0,0014 м3/с,

где     rм = 1120 кг/м3 - плотность охлаждающей жидкости;

см = 3,750 кДж/(кг×К) - теплоёмкость охлаждающей жидкости ТОСОЛ А40М;

DТм = 10 К - температурный перепад в радиаторе.

Расчётная производительность насоса:

Gр = G¢ц / hн = 0,0014 / 0,85 = 0,0016 м3/с,

где     hн = 0,85 - коэффициент подачи насоса.

Радиус входного отверстия рабочего колеса насоса:

0,020 м,

где с1 = 1,8 м/с - скорость воды на входе в насос;

r0 = 0,01 м - радиус ступицы крыльчатки.

Окружная скорость потока охлаждающей жидкости на выходе из колеса:

м/с,

где hh = 0,65 - гидравлический КПД насоса;

рж = 120000Па - принимаемый напор, создаваемый насосом;

a2 = 10°, b2 = 45°.

Радиус рабочего колеса на выходе:

r2 = 30u2 / (p×nвн) = 30×13,9 / (3,14×3500) = 0,038 м,

где nвн = 3500 мин-1 - частота вращения насоса.

Окружная скорость входа потока:

u1 = u2 × r1 / r2 = 13,9 × 0,020 / 0,038 = 7,3 м/с.

Ширина лопатки на входе:

0,015 м,

где    z = 4 - число лопаток на крыльчатке насоса;

d1 = 0,004 м - толщина лопаток на входе;

b1 = arctg(c1/u1) = arctg(1,8/7,3) = 14°42¢.

Радиальная скорость потока на выходе из колеса:

2,1 м/с.

Ширина лопатки на выходе:

0,08 м,

где d2 = 0,004 м - толщина лопаток на выходе.

Мощность, потребляемая насосом:

Nвн = Gp×рж / (1000×hм) = 0,0016×120000 / 1000×0,82 = 0,3 кВт,

где hм = 0,82 - механический КПД насоса.

Расчёт радиатора системы охлаждения

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

G¢возд = Qохл /(свозд×DТвозд) = 58,6 ×103 / (1000×30) = 1,95 кг/с,

где свозд = 1000 Дж/(кг×К) - средняя теплоёмкость воздуха;

DТвозд = 30 К - температурный перепад воздуха в решётке радиатора.

Массовый расход охлаждающей жидкости через радиатор:

G¢ж = Gр×rж = 0,0016×1120 = 1,79 кг/с.

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

328,0 К,

где Твозд.вх = 313 К - расчётная температура воздуха перед радиатором.

Средняя температура охлаждающей жидкости в радиаторе:

358,0 К,

где Тож.вх = 363 К - расчётная температура охлаждающей жидкости перед радиатором.

Поверхность охлаждения радиатора:

19,53 м2,

где К = 100 Вт /(м2×К) - коэффициент теплопередачи для радиаторов грузовых автомобилей.

Расчёт вентилятора системы охлаждения

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе:

rвозд = р0×106 /(Rв×Тср.возд) = 0,1×106 /(287×328) = 1,06 кг/м3.

Производительность вентилятора:

Gвозд = G¢возд / rвозд = 1,95 / 1,06 = 2,07 кг/с.

Фронтовая поверхность радиатора:

Fфр.рад = Gвозд / wвозд = 2,07 / 25 = 0,083 м2,

где     wвозд = 25 м/с - скорость воздуха перед фронтом радиатора без учёта скорости движения автомобиля.

Диаметр вентилятора:

0,325 м.

Окружная скорость вентилятора:

68,7 м/с,

где fл = 2,5 - безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей;

Dртр = 800 Па - принимаемый напор, создаваемый вентилятором.

Частота вращения вентилятора:

nвент = 60×u /(p×Dвент) = 60×68,7 / (3,14×0,325) = 4040 мин-1.

Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора:

Nвент = Gвозд×Dртр / (1000×hвент) = 2,07×800 / 1000×0,65 = 2,55 кВт,

где hвент = 0,65 - КПД литого вентилятора.

8. Описание двигателя Д-245

Дизель Д-245 представляет собой 4-хтактный поршневой четырехцилиндровый двигатель внутреннего сгорания с рядным вертикальным расположение цилиндров, непосредственным впрыском дизельного топлива и воспламенением от сжатия, с турбрнаддувом. Порядок работы цилиндров 1-3-4-2.

Основные узлы дизеля.

Картер отлит из алюминиевого сплава и состоит из двух половин: верхней, называемой верхним картером, и нижней, называемой нижним картером.

Плоскость разъема верхнего картера с нижним расположена ниже оси коленчатого вала. Нижний картер фиксируется на верхнем картере двумя установочными штифтами и крепится к нему болтами. Верхний картер является основной несущей части дизеля. пять двойных поперечных перегородок придают ему необходимую, жесткость и служат опорами для коренных шеек коленчатого вала. Каждая перегородка имеет паз, в который с натягом устанавливается подвеска. Подвески являются нижними половиками опор и в соединении с верхним картером образуют гнезда под коренные вкладыши, состоящие из двух половин: нижней и верхней. Гнезда под коренные вкладыши в картере и подвесках обрабатываются совместно и для всех опор одновременно. Каждая подвеска крепится к картеру двумя шпильками. Шпильки крепления подвесок имеют центрирующие пояски для фиксации подвесок от продольного перемещения в пазу картера. Внутри картера монтируется нагнетающая масляная магистраль, имеющая семь припаянных к ней маслопроводящих трубок, по которым масло подводится к штуцерам подвесок и по сверлениям в подвесках к коренным вкладышам. Нагнетающая магистраль устанавливается с левой стороны картера и соединяется с отверстием, идущим из левого маслораспределительного канала. Отверстие, идущее из другого маслораспределительного канала, к которому не присоединяется масляная магистраль, глушится заглушкой. Для замера давления масла в нагнетающей магистрали дизеля в перегородке седьмой опоры картера просверлено отверстие, выходящее на поверхность гнезда под коренной вкладыш. Отверстие сверху имеет резьбу с ввернутым в нее штуцером, предназначенным для крепления приемника манометра. К штуцеру крепится трубка слива масла из регулятора. Вкладыши коренных шеек коленчатого вала изготовлены из стали. Внутренние поверхности вкладышей залиты свинцовистой бронзой. Все вкладыши разъемные состоят из двух половин; нижней половины и верхней половины. В гнезда, образованные верхним картером и подвесками, вкладыши устанавливаются с натягом и фиксируются от проворачивания и осевого смещения. Окончательная расточка внутренней поверхности вкладышей выполнена по гиперболе, что способствует более равномерному распределению напряжений по длине вкладышей при работе дизеля. Для лучшей приработке вкладышей к коренным шейкам азотированного коленчатого вела рабочая поверхность вкладышей покрывается мягким сплавом, состоящим из свинца и олова. На наружной поверхности вкладышей проточены кольцевые канавки с радиально просверленными в них отверстиями, выходящими на поверхность вкладыша, залитую свинцовистой бронзой. Через эти отверстия масло, поступающее из нагнетающей магистрали по сверлениям в подвесках и заполняющее кольцевые канавки, выходит на рабочую поверхность вкладышей.