Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Институт транспорта

Кафедра « Эксплуатация и обслуживание

транспортных и технологических машин»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОЙ РАБОТЕ

Расчет теплового двигателя

Выполнили:

студенты гр. ОТС-06-1

Д.В. Григорьев, И.Я. Тимканова

Проверил:

к.т.н., доцент Г.В. Штайн

Тюмень 2009 г.



ЗАДАНИЕ

Конструкция и основы расчета энергетических установок ТТО

Студентам: Григорьеву Д.В., Королёву Д.А., Лукмановой Г.Р., Тимкановой И.Я., Акбердеевой Ф.Р.

выполнить расчет двигателя

по следующим данным

Бульдозер. Класс тяги - 100 кН



Содержание пояснительной записки

1. Аналитический обзор

2. Тепловой расчет

3. Построение индикаторной диаграммы

4. Расчет и построение эксплуатационной характеристики двигателя

5. Кинематический расчет двигателя

6. Динамический расчет двигателя

7. Компоновка двигателя

8. Индивидуальное задание



1. Аналитический обзор

Бульдозер используется для разравнивания и перемещения грунта, а также предварительно разрыхленных скальных и мерзлых грунтов. С их помощью производят планировку строительных площадок, возведение насыпей, разработку выемок и котлованов, нарезку террас на косогорах, копание траншей под фундаменты и коммуникации, засыпку рвов, ям, траншей, котлованов и пазух фундаментов зданий, расчистку территорий от снега, камней, кустарника, строительного мусора. Бульдозеры широко используются в строительном производстве, что определяется простотой их конструкции, надежностью и экономичностью в эксплуатации, высокой производительностью, мобильностью и универсальностью.

В качестве аналогов современных бульдозеров нами было обращено внимание на бульдозер отечественного производства «ЧЕТРА Т15» и «Komatsu D85EX-15».

Технические характеристики бульдозера «ЧЕТРА Т15»:

двигатель - ЯМЗ-238 НД-4-1;

мощность двигателя (кВт/лс) - 175/238;

масса агрегата (кг) - 28020.

ехнические характеристики бульдозера «Komatsu D85EX-15»:

двигатель - Komatsu SA6D125E-3;

мощность двигателя (кВт/лс) - 179/243;

масса агрегата (кг) - 21040.

Основная цель при выборе двигателя - максимальная надежность при минимальных эксплуатационных расходах.

В качестве прототипа нами был выбран двигатель ЯМЗ-238 НД-4-1 с номинальной мощностью 176,5/238 (кВт/Лс). Обоснование своего выбора начнем с обзора продукции Ярославского моторного завода.

Двигатели ЯМЗ - часть продукции, выпускаемой этим заводом. Они имеют огромный ассортимент, поэтому их устанавливают на самые разные виды техники. Среди этой техники автобусы и трактора, автомобили и комбайны. Для каждого вида нужен свой тип двигателя, с определенной мощностью и определенным объемом. А если учесть, что разновидностей тех же автобусов или автомобилей очень много, то двигатели ЯМЗ должны иметь очень большой ряд наименований. Это так и есть: моторный завод справляется с поставленной задачей и продукция этого предприятия известна далеко за пределами Ярославской области. Помимо двигателей Ярославский моторный завод выпускает еще и запчасти к ним, которые также пользуются неизменным спросом.

В настоящее время, осваивается и производится ряд высококачественных агрегатов, которые полностью соответствуют и сертифицируются по международным нормативным положениям ЕиКО-1. Среди которых, можно отметить, такие двигатели как, ЯМЗ-236, ЯМЗ-238, ЯМЗ-240, ЯМЗ-850, ЯМЗ-7511 и многие другие, входящие в это семейство узлов и механизмов.

Рассмотрим характеристики и области применений некоторых наиболее популярных моделей агрегатов:

Двигатель ЯМЗ-236 - представляет собой, шестицилиндровый мотор, имеющий два типа исполнения с и без турбонаддува и стандартный типоразмер 140Ч130 мм, рабочий объем 11,15 литра. Агрегат исполнен с V-образным расположением цилиндров, прямым впрыском топлива и жидкостным охлаждением. Используется в автомобилях и автобусах («ЛАЗ», «ЛиАЗ», «ЗИЛ», «МАЗ», «Урал»), в строительной технике (ЭО, ЕТ, ДУ, А120 и прочее), а также в сельхоз машинах («ХТЗ», «ЛТЗ», «Дон», «Енисей», «Простор»);

Двигатель ЯМЗ-238 - изготовлен в виде V-образного восьмицилиндрового двигателя с объемом 14,86 л и общепринятым типоразмером 130Ч140 мм. Может быть исполнен как с турбонаддувом, так и без него, при этом имеет непосредственный впрыск топлива и жидкостное охлаждение, предназначен для оснащения техники с большим потреблением мощности, чем двигатель ЯМЗ-236, а также в катерах речного и морского судоходства. Ресурс 238 ЯМЗ > 5000 м/ч - наибольший среди российских аналогов.

Применяемость данного двигателя на различной спецтехнике в РФ обеспечивает практически 100% ремонтопригодность в любых условиях;

Двигатель ЯМЗ-240 - двенадцатицилиндровый V-образный двигатель (130Ч140 мм) с рабочим объемом 22,3л, непосредственным впрыском топлива и жидкостным охлаждением. Предназначен для оснащения карьерных БелАЗов с грузоподъемностью 30 - 42т.;

Двигатель ЯМЗ-850 - представляет собой, агрегат с размерностью 140Ч140 мм, объемом 25,86л и V-образно расположенными 12-ю цилиндрами. При этом имеет непосредственный впрыск топлива, жидкостное охлаждение и турбонаддув. Широкое применение получил при оснащении карьерных самосвалов БелАЗ с грузоподъемностью 70 - 95т, в колесных тягачах КЗКТ и МЗКТ, в колесных и гусеничных бульдозерах, а также в других видах погрузочной и строительной техники, где требуется большая мощность дизельного мотора;

Особое внимание следует обратить на двигатель ЯМЗ-650.

ЯМЗ-650 - новое семейство тяжелых рядных дизельных двигателей «Группы ГАЗ». Его прототипом стал двигатель DCi11 компании «Renault Trucks», лицензию и права на доработку которого «Группа ГАЗ» приобрела в 2006 году. Серийный выпуск нового двигателя, который получил название ЯМЗ-650, начался на ОАО «Автодизель» осенью 2007 года из комплектующих мировых производителей.

Двигатели семейства ЯМЗ-650 отличаются современной конструкцией, высоким качеством сборки и комплектующих, что обеспечивает их гарантированный ресурс на уровне 1 млн. километров. Экономическая эффективность использования этих моторов повышается благодаря топливной экономичности, достигнутой одновременно со значительным - свыше 300 кг - снижением массы по сравнению с применяющимися в настоящее время двигателями.

В базовый французский двигатель был внесён ряд конструктивных изменений. Это, прежде всего, внедрение системы топливоподачи Common Rail System 2, производства “Robert Bosch”. Работа системы основана на подаче топлива к форсункам от общего аккумулятора высокого давления - топливной рампы (Common Rail в переводе общая рампа). Применение данной системы позволяет достигнуть снижения расхода топлива, токсичности отработавших газов, уровня шума дизеля. Благодаря высокой точности электронного управления и высокому давлению впрыска, сгорание топлива в цилиндре двигателя происходит с максимальной отдачей, что соответствует оптимальной работе двигателя. И на каждом из режимов работы двигателя достигаются оптимальные результаты.

Потребительские характеристики нового ЯМЗ-650 выгодно отличают его от всех серийно выпускаемых в России дизелей аналогичного мощностного диапазона.



Технические характеристики двигателей ЯМЗ-238 НД-4-1 (прототип), проектируемый, ЯМЗ-650:

	Прототип (ЯМЗ-238 НД-4-1)	Проектируемый	ЯМЗ- 650
Мощность ДВС(кВт)	176,50	177,95	303
Номинальная частота вращения коленчатого вала(об/мин)	2100	1900	1900
Тип двигателя	дизельный
Число и расположение цилиндров	V8	Р6
Размерность S*D	140*130	123*132	156*123
Тип камеры камеры сгорания	неразделенная
Число одноименных клапанов и их привод	8	12
Тип охлаждения ДВС	жидкостное
Наличие наддува	с наддувом
Степень сжатия ДВС	16,5	15,88	16,4
Рабочий объем цилиндров Vh(л)	14,86	12,48	11,12
Литровая мощность	11,88	14,26	27,25
Экологические показатели	Евро-2	Евро-4	Евро-3
Эффективный удельный расход топлива(г/кВТ*ч)	238	233,68	193

Безусловно, двигатель ЯМЗ-650 является наиболее привлекательным при выборе прототипа. Однако, учитывая требуемую мощность для нашего двигателя - 177,95 кВт, а также «опыт» работы двигателя ЯМЗ-238 НД-4-1 на бульдозере ЧЕТРА Т15, в качестве прототипа нами был выбран именно этот двигатель.

В результате теплового расчета мы получили двигатель ЯМЗ - 238 (проектируемый), применив конструктивные изменения двигателя ЯМЗ - 238 НД-4-1 (прототип). Вследствие этого из табл. 1 можно сделать вывод, что в двигателе изменился ряд характеристик (номинальная мощность, номинальная частота вращения, размерность S*D, степень сжатия и т. д.) стал менее объемным (уменьшились значения диаметра цилиндра, рабочего объема цилиндров). При этом повысилась топливная экономичность. Значит, двигатель стал более экономичным.

2. Тепловой расчет

Расчет процессов впуска и выпуска

а) Задаемся значениями: Т₀; р₀; Т_r; р_r; Т; _r; р_а.

Температура То и давление ро окружающей среды принимаются в соответствии со стандартными атмосферными условиями: То=273+25=298 К; ро=0,1 Мпа.

Температура Тr и давление рr остаточных газов зависят от частоты вращения и нагрузки двигателя, сопротивления выпускного тракта, способа наддува.

pr = 0,9р_к = 0,9 * 0,17 = 0,157 МПа

давление наддувочного воздуха:

рк = 1,7р₀ = 1,7?0,1 = 0,17 МПа

Температуру остаточных газов (Т_r) принимаем 750К.

Температуру подогрева свежего заряда (ДТ) принимаем 5 град.

Давление в конце впуска (р_а ) принимаем из следующего соотношения:

р_а=р_к- р_а = 0,1744 - 0,0105=0,1639 МПа

Потери давления (р_а) за счет сопротивления впускного тракта:

р_а =0,06? рк = 0,06?0,1744=0,0105 МПа

б) Определяем величины: _r (коэффициент остаточных газов), (температура конца наполнения) и (коффициент наполнения) по следующим формулам:

=

Температура воздуха за компрессором:

=

где - показатель политропы сжатия в компрессоре, принимается 1,7.

в) В зависимости от принятого значения коэффициента избытка воздуха (=1,8) определяем массу свежего заряда, введенного в цилиндры двигателя (ориентировочно):

М₁ = l_о / 29 кмоль

l_o = 14,5 кг. воздуха / кг. топлива - для дизеля;

Масса воздуха в кмолях: L_o =l_o/29. (29 -масса 1 кмоль воздуха).

М₁=1,8?14,5/29=0,9 кмоль

Процесс сжатия

Определяем параметры процесса сжатия: n₁; р_с; Т_с, .

а) Показатель политропы сжатия определяем из соотношения:

n₁ = 1,41 - 100/n_н =1,41-100/1900=1,3574

б) Давление конца сжатия:

= 0,1639?15,88^1,3574 = 6,9949МПа

в) Температура конца сжатия:

387,42?15,88^1,3574-1 = 1040,8К



г) Масса рабочей смеси в конце сжатия :

= 0,9?(1+0,0321) = 0,9289кмоль

д) Теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия:

С_vc=20,16+1,7410^-3Т_с = 20,16+1,74?10^-3?1040,8=20,162 кДж/(кмоль^.град)

Процесс сгорания

а) Определяем массу продуктов сгорания в цилиндрах двигателя:

+М_{1 r} ,

б) Определяем температуру газов в цилиндре в конце процесса сгорания из уравнения:

,

С_z - теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении:

-коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в ходе сгорания

==

- коэффициент использования теплоты в ходе сгорания, принимаем равным 0,9.

Н_н- низшая теплотворная способность топлива:

для дизтоплива -

Степень повышения давления -л принимаем равным 1,8.

Уравнения сгорания после подстановки соответствующих значений решается как квадратное уравнение:

А Т_z² + В Т_z + C =0,

T_z =

совместно решаем два полученных уравнения и вычисляем T_z

T_z=2206 K

в) Определяем максимальное давление газов в цилиндре:

р_z = р_c =1,8?6,9949=12,59 МПа

Процесс расширения

Определяем параметры процесса расширения: n₂; р_b; Т_b.

а) Показатель политропы расширения определяем из соотношения:

n₂ = 1,22 + 130/n_н =1,22+130/1900=1,2884.

б) Давление и температура конца расширения:

=МПа.

=?К

где - степень последующего расширения,- степень предварительного расширения. .

Полученные значения соответствуют предельным значения параметров процессов цикла.

Индикаторные показатели цикла

а) Определяем среднее индикаторное давление (теоретическое) газов:

б) Среднее индикаторное давление (действительное) газов:

в) индикаторный КПД цикла:

=

г) индикаторный удельный расход топлива:

Эффективные показатели двигателя

а) Определяем среднее давление механических потерь:



=0,105+0,012?8=0,201 МПа,

принимаем среднюю скорость поршня с_п=8 м/с

б) среднее эффективное давление газов:

=1,1017 - 0,201=0,9007 МПа

в) механический КПД двигателя:

г) эффективный КПД двигателя:

=

д) удельный эффективный расход топлива:

.

Полученные эффективные показатели двигателя соответствуют предельным значениям.

Определение основных размеров двигателя

а) Определяем рабочий объем одного цилиндра по заданным значениям мощности, частоты вращения и расчетному значению среднего эффективного давления газов (р_е):

л



б) Принимаем отношение хода (S) поршня к диаметру (D) равным 1,077 и определяем:

мм

Результаты теплового расчета сводим в таблицу и проводим анализ с точки зрения соответствия показателей рассчитываемого двигателя показателям прототипа.

Характеристика двигателей

Модель двигателя	Ре кВт	nн		D мм	S мм		Vл Л	Рл	bе
Прототип ЯМЗ-238	176,5	2100	16,5	130	140	1,077	14,86	11,88	238,00
Проектир.	177,95	1900	15,88	123	132	1,077	12,48	14,26	233,68

2. Построение индикаторной диаграммы

При построении диаграммы рекомендуются выбирать следующие масштабы: МS=S:АБ = 1 (S-ход поршня по результатам расчета двигателя, мм:мм); Мр = 0,1 МПа:мм

Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

AB=S/Ms=132/1 = 132 мм.

Максимальная высота диаграммы (точка г) p_z/M_p =106,3 мм.

Ординаты характерных точек:



p_а/M_p =0,1639/0,1= 1,639 мм;

р_с/М_р= 6,9949/0,1=69,949 мм;

р_b/М_р=0,4407/0,1= 4,407 мм;

р_г/М_р =0,157/0,1= 1,57 мм;

р_к/М_р=0,1744/0,1=1,744 мм.

Для построения политропы сжатия и расширения необходимо рабочий объем Vh разделить на интервалы и определить соответствующие величины давлений рх, заменив отношение объемов отношением отрезков в мм по уравнениям:

для процесса сжатия

для процесса расширения

Таблица 1

S, мм	Процесс сжатия	Процесс расширения
8,877118	12,59078	12,59078
10,14268	5,837337	12,59078
13,87727	3,814232	8,739784
19,89937	2,338467	5,493099
27,92173	1,476584	3,550479
37,57268	0,986854	2,421982
48,42289	0,699359	1,746685
60,01477	0,522617	1,32472
71,89183	0,409012	1,049746
83,62515	0,333131	0,863953
94,83458	0,280842	0,73469
105,2032	0,243948	0,642754
114,4839	0,2175	0,576421
122,4991	0,198413	0,528293
129,1331	0,184705	0,493588
134,3204	0,17509	0,469166
138,0314	0,168732	0,452978
140,2575	0,165107	0,443736
140,9991	0,163929	0,440731

Рис.1. Индикаторная диаграмма расчетного цикла дизеля

3. Расчет и построение эксплуатационной характеристики двигателя

В основу определения энергетических и экономических показателей двигателя положены следующие эмпирические зависимости:

(3.0)

(3.1)

Численные значения коэффициентов в уравнениях (3.0) и (3.1) приведены в таблице 7

бульдозер двигатель тепловой компоновка

Таблица 2

Коэффициенты для построения регуляторной характеристики

Тип двигателя
Дизель с неразделенной камерой сгорания	0,7	1,3	1	1,55	1,55	1

Задаваться частотой вращения необходимо из расчета, чтобы отношение было кратным 0,1 т.е. =0,2; 0,3; 0,4…1,0.

Для дизеля строится регуляторная ветвь скоростной характеристики из условия, что на этом участке мощность, момент и часовой расход топлива изменяются по линейному закону. При работе на регуляторе частота вращения изменяется от до (максимальной частоты вращения на холостом ходу)

=(1+д)n_н=(1+0,07)*1900=2033 об/мин (3.2)

где - коэффициент неравномерности регулятора, принимается в пределах 0,07…0,08=0,07

Вращающий момент и часовой расход топлива подсчитываются по формулам:

кНм, (3.3)

где - частота вращения коленчатого вала в , -мощность в кВт.

(3.4)

Результаты расчетов приведены в таблице 5 и по результатам расчетов построена внешняя регуляторная характеристика двигателя:

Таблица 3

Результаты для построения регуляторной характеристики

Показатели	Размерн.	n380	n570	n760	n950	n1140	n1330	n1520	n1710	n1900
	КВт	32,74	53,38	75,45	97,87	119,58	139,51	156,6	169,76	177,95
	КНм	0,823	0,894	0,948	0,984	1,002	1,002	0,984	0,948	0,894
		299,11	274,57	254,71	239,52	229,00	223,16	221,99	225,50	233,08
		9,793	14,658	19,218	23,443	27,385	31,135	34,764	38,283	41,584



Рис. 2. Регуляторная характеристика дизеля

По формуле (3.5) определяется коэффициент приспособляемости двигателя, который характеризуется запасом крутящего момента:

; (3.5)

5. Кинематический расчет двигателя

Целью кинематического расчета двигателя является определение ускорения поршня. Порядок расчета следующий.

Определяют по формулам перемещение, скорость и ускорение поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала (с интервалом 30^о), значение принимаем равным 0,263.

(4.0)

(4.1)

(4.2)

Угловая скорость вращения коленчатого вала:

щ = рn/30 (4.3)

щ = 3,14 ? 1900/ 30 = 198,87рад / с

Полученные значения кинематических параметров приведены в таблице

Таблица 4

Кинематические параметры двигателя

угол	S, мм	Сп ,
0	0	0	2897,0456
10	0,0011111	2,52166551	2825,8166
20	0,00439	4,91990355	2617,5766
30	0,0096773	7,08068262	2288,105
40	0,0167207	8,90779683	1861,8941
50	0,025194	10,329474	1369,6583
60	0,0347203	11,3025172	845,25836
70	0,0448976	11,8136173	322,39199
80	0,0553254	11,8777964	-168,5722
90	0,065627	11,5342667	-603,2644
100	0,0754686	10,8402741	-965,1941
110	0,084572	9,86371327	-1246,647
120	0,0927203	8,67541866	-1448,523
130	0,0997574	7,34204775	-1579,17
140	0,1055819	5,92037057	-1652,383
150	0,1101362	4,45358405	-1684,841
160	0,1133944	2,96999953	-1693,322
170	0,1153488	1,48414326	-1692,05
180	0,116	1,0415E-15	-1690,517
190	0,1153488	-1,4841433	-1692,05
200	0,1133944	-2,9699995	-1693,322
210	0,1101362	-4,453584	-1684,841
220	0,1055819	-5,9203706	-1652,383
230	0,0997574	-7,3420478	-1579,17
240	0,0927203	-8,6754187	-1448,523
250	0,084572	-9,8637133	-1246,647
260	0,0754686	-10,840274	-965,1941
270	0,065627	-11,534267	-603,2644
280	0,0553254	-11,877796	-168,5722
290	0,0448976	-11,813617	322,39199
300	0,0347203	-11,302517	845,25836
310	0,025194	-10,329474	1369,6583
320	0,0167207	-8,9077968	1861,8941
330	0,0096773	-7,0806826	2288,105
340	0,00439	-4,9199035	2617,5766
350	0,0011111	-2,5216655	2825,8166
360	0	-3,57E-15	2897,0456

По полученным значениям строят графики перемещения, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала:

Рис. 3. Диаграмма перемещения поршня.



Рис. 4. Диаграмма скорости поршня.

Рис. 5. Диаграмма ускорения поршня.



6. Динамический расчет двигателя

В ходе динамического расчета определяются силы и моменты, действующие на детали кривошипно-шатунного механизма (КШМ).

Построение развернутой диаграммы

Развернутую диаграмму давления газов строят в координатах р_Г - ^оп.к.в., используя построенную индикаторную диаграмму действительного цикла в ходе теплового расчета двигателя. Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую выполняется графическим путем по методу .Ф.А. Брикса. На этой диаграмме наносят также давление от инерционных сил и давление от суммарных сил.

Рис. 6. Диаграмма давлений, приведенных к оси поршневого пальца:

-давление газов, -давление на поршень от инерционных сил,-суммарное давление на поршень.

Результаты расчетов давлений приведенные к оси поршневого пальца приведены ниже.

Определение сил инерции

Силу инерции, действующую на детали КШМ, движущихся поступательно определяют по формуле:

F_j = - m_j j_n; (5.0)

где m_j - масса деталей КШМ, движущихся поступательно:

, (5.1)

- масса поршневой группы,

-масса шатуна, отнесенная к поршневому пальцу:

-масса шатуна,

j_n - ускорение поршня, определяется по формуле (38).

Массы поршневой группы и шатуна при расчете двигателя можно ориентировочно принимать из таблицы 5.

Таблица 5.

Приближенные значения масс и размеров деталей кривошипно-шатунного механизма.

mп (кг)	3,44
mш (кг)	4,16
mшп (кг)	3,44
mj (кг)	4,59

Подставив данные таблицы 9 в формулы (41), (40), получим значения сил инерции которые приведены в таблице 10. Силы инерции делятся на 2 типа: суммарные и удельные. Суммарные силы (рис. 6) определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс, а удельные силы относятся к площади поршня.

Таблица 6.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (F_j )

градусы	суммарные, кН
0	-13284,26295
30	-10491,99506
60	-3875,891447
90	2766,240029
120	6642,131475
150	7725,755034
180	7751,782894
210	7725,755034
240	6642,131475
270	2766,240029
300	-3875,891447
330	-10491,99506
360	-13284,26295

Для получения значений инерционных сил действующих на поршень () необходимо силы инерции от возвратно-поступательно движущихся масс поделить на площадь поршня, формула (5,2), а для получения суммарных сил, необходимо сложить силы давления газов и инерционные силы действующие на поршень, формула (5,3):

(5.2)

(5.3)

Полученные значения (необходимые для построения графика (рис. 6)) приведены в таблице 7.

Таблица 7.

град.	Pj, МПа	j, м/с2	Pl, МПа	Pг, МПа
0	-1,12	2897,05	-0,96	0,16
30	-0,88	2288,10	-0,73	0,16
60	-0,33	845,26	-0,17	0,15
90	0,23	-603,26	0,39	0,15
120	0,56	-1448,52	0,71	0,15
150	0,65	-1684,84	0,80	0,15
180	0,65	-1690,52	0,82	0,16
210	0,65	-1684,84	0,83	0,18
240	0,56	-1448,52	0,78	0,22
270	0,23	-603,26	0,57	0,33
300	-0,33	845,26	0,37	0,70
330	-0,88	2288,10	1,45	2,34
360	-1,12	2897,05	4,72	11,19
390	-0,88	2288,10	4,66	5,54
420	-0,33	845,26	1,44	1,76
450	0,23	-603,26	1,10	0,87
480	0,56	-1448,52	1,14	0,58
510	0,65	-1684,84	1,12	0,47
540	0,65	-1690,52	1,10	0,44
570	0,65	-1684,84	1,05	0,40
600	0,56	-1448,52	0,91	0,35
630	0,23	-603,26	0,53	0,30
660	-0,33	845,26	-0,07	0,25
690	-0,88	2288,10	-0,68	0,20
720	-1,12	2897,05	-0,96	0,16

Определение суммарных сил действующих на поршень

Суммарную силу действующую на поршень определяют по формуле:

(5.4)

где численные значенияберутся из диаграммы, представленной на рис.7.

Затем определяют силы F_N ; F_s ; F_к и F с интервалом 30^о, оформляют их значения в табличной форме и строят развернутые диаграммы сил, действующих в КШМ двигателя.

Боковая сила, прижимающая поршень к цилиндру:

FN = F tg . (5.5)

Сила, действующая вдоль шатуна:

F_s=F /cos. (5.6)

Сила, направленная по радиусу кривошипа:

(5.7)

Тангенциальная сила, создающая вращающий момент на коленчатом валу:

(5.8)

Результаты расчетов суммарных сил приведены в таблице 13 и построены графики сил действующих на поршень.

Таблица 8.

Силы, действующие в КШМ двигателя.

ц, п.к.в	Fсум.(кН)	tg	FN(кН)	1/cosв	Fs(кН)	Fк(кН)	sin(б+в)/cosв	Ft(кН)
0	-11,421	0	0	1	-11,421	-11,366	0	0
30	-8,6425	0,131	-1,1322	1,009	-8,7203	-6,89	0,615	-5,29
60	-2,0402	0,23	-0,4692	1,026	-2,0932	-0,611	0,983	-1,996
90	4,58814	0,267	1,22503	1,035	4,74873	-1,219	1	4,566
120	8,45023	0,23	1,94355	1,026	8,66994	-5,878	0,749	6,299
150	9,52005	0,131	1,24713	1,009	9,60573	-8,821	0,387	3,666
180	9,6979	0	0	1	9,6979	-9,651	0	0
210	9,80438	-0,131	-1,2844	1,009	9,89262	-9,084	-0,387	-3,776
240	9,22424	-0,23	-2,1216	1,026	9,46407	-6,417	-0,749	6,876
270	6,72108	-0,267	-1,7945	1,035	6,95632	-1,786	-1	-6,689
300	4,4267	-0,23	-1,0181	1,026	4,5418	1,326	-0,983	-4,33
330	17,2696	-0,131	-2,2623	1,009	17,4251	13,767	-0,615	-10,57
360	119,582	0	0	1	119,582	55,78	0	0
390	55,2912	0,131	7,24315	1,009	55,7889	43,623	0,615	33,493
420	17,0417	0,23	3,9196	1,026	17,4848	5,05	0,983	16,495
450	13,1126	0,267	3,50107	1,035	13,5715	-3,46	1	12,961
480	13,5451	0,23	3,11538	1,026	13,8973	-9,381	0,749	10,052
510	13,3443	0,131	1,7481	1,009	13,4644	-12,319	0,387	5,12
540	13,0298	0	0	1	13,0298	-12,922	0	0
570	12,4347	-0,131	-1,6289	1,009	12,5466	-11,486	-0,387	-4,774
600	10,7819	-0,23	-2,4798	1,026	11,0622	-7479	-0,749	8,014
630	6,33691	-0,267	-1,692	1,035	6,5587	-1,677	-1	-6,284
660	-0,8743	-0,23	0,2011	1,026	-0,8971	-0,266	-0,983	0,87
690	-8,0596	-0,131	1,0558	1,009	-8,1321	-66,431	-0,615	4,937
720	-11,421	0	0	1	-11,421	-11,366	0	0



бульдозер двигатель тепловой компоновка

Рис. 7. Силы действующие в КШМ двигателя.

Построение вращающего момента

Для построения кривой суммарного вращающего момента многоцилиндрового двигателя производят графическое суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками. Так как величины и характер изменения крутящих моментов по углу поворота коленчатого вала всех цилиндров двигателя одинаковые и отличаются лишь угловыми интервалами, равными угловым интервалам между вспышками в отдельных цилиндрах, то для подсчета суммарного крутящего момента двигателя достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра.

Т_e = F r, (5.9)

где r - радиус кривошипа, r = S/2.

Для построения диаграммы суммарного вращающего момента многоцилиндрового двигателя следует произвести алгебраическое сложение тангенциальных сил каждого цилиндра с угловым сдвигом (i- число цилиндров). Разбивка по цилиндрам и результаты расчетов приведены в таблице 9.

Таблица 9.

Период изменения крутящего момента восьми тактного дизеля.

Угол	Тe
0	300,85578
30	2149,8901
60	2149,96
90	300, 85578

По результатам расчетов строится график суммарного вращающего момента для 8 цилиндрового дизеля.



Рис. 8 Суммарный крутящий момент

7. Компоновка двигателя

Под компоновкой двигателя понимается процесс определения и увязки размеров и взаимного расположения основных деталей и узлов двигателя.

Компоновка кривошипно-шатунного механизма (КШМ) двигателя

Делаем разметку КШМ на поперечном разрезе двигателя.

Проводим под углом оси левого и правого цилиндров. В одном из цилиндров намечаем положение осей шатунной шейки и поршневого пальца при нахождении поршня этого цилиндра в ВМТ, а положение оси поршневого пальца другого цилиндра определяется засечкой на ось этого цилиндра из точки В дугой радиуса, равный длине его шатуна l_ш.

Угол развала блока цилиндров определяем из соотношения:

=k /2=2?90/2=90 град.

Где k-целое число

-угол между кривошипами

=720/i= 720/8=90 град.

i- число цилиндров в одном ряду блока

Расчет поршня

Определяющим параметром при расчете на прочность является толщина () днища поршня.

Приближенную проверку прочности днища поршня, как круглой пластинки, защемленной по краям и нагруженной равномерно распределенной нагрузкой, определяем по формуле:

, (61)

[40…60] МПа

где р_z - максимальное давление газов в цилиндре, МПа.

=40…60 МПа - допускаемое напряжение изгиба

Юбка поршня проверяем по удельному давлению от максимальной боковой силы по формуле:

, (62)

МПа

где =0,5…1,0 МПа

Н_ю- высота юбки поршня

Н_ю = Н _п- Н _г =101,5-38,6=62,9 мм



Таблица 11

Относительные размеры деталей поршневой группы

Наименование размера	Обозначение	Значения	Предел значений
Высота поршня	Нп	101,5	(0,8…1,4)D
Высота жарового пояса	c	15,2	(0,104…0,20)D
Толщина днища		24,0	(0,10…0,20)D
Высота компрессионных колец	hk	3,3	(0,025…0,032)D
Высота маслосъемных колец	hm	5,8	(0,045…0,050)D
Ширина поршневых колец	t	5,5	(0,04…0,055)D
Высота перемычки между канавками под поршневые кольца	hм.к	6,8	(0,040…0,065)D
Высота головки поршня	Нг	38,6	(0,30…0,38)Нп
Расстояние от нижней кромки юбки до оси поршневого пальца	Н1	39,0	(0,38…0,50)Нп
Толщина стенки юбки	ю	5,5	(0,028…0,05)D
Диаметр бобышек	db	59,0	(0,4…0,6)D
Наружный диаметр поршневого пальца	dн.п	35,0	(0,28…0,40)D
Внутренний диаметр поршневого пальца	dв.п	26,4	(0,2…0,3)D
Диаметр отверстия масляного канала	dм.о.	3	(0,30…0,50)hm
Диаметр камеры сгорания	dк.с.	110,7	0,9D

Расчет поршневого пальца

Проверяем удельное давление во втулке верхней головки шатуна:

, (63)

МПа

где F - суммарная сила, действующая на поршень,

l_в.г.ш - длина верхней головки шатуна

Проверяем удельное давление в бобышках поршня:

, (64)

МПа

где l_б - длина бобышки поршня:

мм

для дизелей - =32…40 МПа; =30…35 МПа;

Расчет поршневых колец.

Размеры кольца определеляем на основе нормативов, установленных ГОСТ на поршневые кольца.

а). Задаемся величиной D/t=20…25, определяющей упругость кольца (значения t принимаем из табл. 11).

D/t=123/5,5=22

б). Определяем зазор в замке кольца S₀ при его установке в цилиндр из соотношения S₀/t=2,5…4,0.

S₀/t=3

в). Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра (для грушевидной эпюры давления), МПа:

МПа (65)



где Е - модуль упругости материала кольца (для чугуна Е=1,210⁵ МПа).

г). Строим эпюру радиальных давлений кольца на стенку цилиндра (рис.16) по рекомендациям ГОСТ, приведенных в табл. 12.

Таблица 12

Относительные радиальные давления для грушевидной эпюры поршневого кольца

Угол град	180	150	120	90	60	30	0	30	60	90	120
p/pср	2,85	0,67	0,45	0,9	1,14	1,05	1,05	1,05	1,14	0,9	0,45

Рис.16. Эпюра давлений поршневого кольца на стенки цилиндра

Компоновка и расчет деталей шатунной группы



Таблица 13

Основные размеры деталей шатунной группы

Наименование размера	Обозначение	Предел значений	Значения
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна		-	0,263
Внутренний диаметр верхней головки шатуна	dв	(0,35…0,45)D	49,2
Толщина втулки верхней головки шатуна	вт	(0,023…0,030)D	3,3
Наружный диаметр верхней головки шатуна	dг	(0,42…0,60)D	62,7
Длина верхней головки шатуна	lв.г.ш	(0,33…0,40)D	45,5
Высота стержня шатуна у верхней головки	Нв	(0,28…0,34)D	38,1
Высота стержня шатуна в средней части	Нср	(0,28…0,34)D	38,1
Толщина стержня шатуна	t	(0,036…0,058)D	5,0
Толщина шатунного вкладыша	шв	(0,024…0,036)D	3,1
Толщина перемычки между отверстием под болт и вкладышем	шв	до 2 мм	1,7
Толщина перемычки между отверстием под болт и наружной стенкой нижней головки шатуна	шн	2…3 мм	2,2
Диаметр шатунных болтов	dшб	(0,117…0,140)D	14,5
Толщина стенки нижней крышки шатуна	aкш	(0,09…0,14)D	13,5
Ширина нижней головки шатуна	агш	(0,88…0,99)D	120,5
Растояние между шатунными болтами	lшб	(0,8…0,84)D	100,8

Расчет шатуна.

Шатун подвергается действию асимметричной нагрузки, в результате чего возникают напряжения сжатия, растяжения и изгиба. Верхняя головка шатуна подвергается воздействию от сил инерции и сил давления газов. При проверочном расчете верхней головки шатуна можно ограничиваться расчетом на растяжение.

(66)



МПа

где F_a.мах - максимальная сила инерции деталей поршневой группы, определенная по результатам динамического расчета;

l_в.г.ш - длина верхней головки шатуна ;

_вгш - толщина сте...