Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
4.25)
, (4.26)
.5.10 Запас прочности n? в сечении А-А определяется по пределу усталости
, (4.27)
4.6 Расчет кривошипной головки шатуна
Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем:
радиус кривошипа R=0,070 м:
массу поршневой группы mп = 3,45 кг;
массу шатунной группы mш = mшп + mшк = 4,25 кг;
?ххтах = 192,3 рад/сек; ? = 0,26.
По табл. 58 [1] принимаем:
диаметр шатунной шейки dшш = 85 мм;
толщина стенки вкладыша tв = 3,5 мм;
расстояние между шатунными болтами сб =118 мм:
длина кривошипной головки lk = 41 мм.
4.6.1 Максимальная сила инерции PJP, МН
(4.28)
где mkp = 0.24mш = 1.02 кг
4.6.2 Момент сопротивления Wиз, м3 расчетного сечения
(4.29)
где
r1 = 0.5(dш+2tв)=0.5(85+2*3.5)=46 мм - внутренний радиус кривошипной головки шатуна
.6.3 Моменты инерции вкладыша Jв, м4 и крышки J, м3
(4.30)
(4.31)
4.6.4 Напряжение изгиба ?из, МПа крышки и вкладыша
(4.32)
где
.7 Расчет шатунного болта
Из расчета кривошипной головки шатуна имеем:
максимальную силу инерции, разрывающую кривошипную головку и шатунные болты РJP = 0,036 МН
По пределам, указанным [1] принимаем:
номинальный диаметр болта d=16мм;
шаг резьбы t=1,5мм;
количество болтов iб = 2.
Материал - сталь 40ХН.
.7.1 По табл. 44 и 45 [2] для легированной стали 40ХН определяем
а) предел прочности ?в =1ЗООМПа
б)предел текучести МПа ?Т = 1150 МПа
в) предел усталости при растяжении-сжатии ?-1Р = 380 МПа
г) коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии ?С = 0,2
4.7.2 По формулам (185)-(187) [2] определяем
(4.33)
.7.3 Сила предварительной затяжки РПР, МПа
(4.34)
4.7.4 Суммарная сила, растягивающая болт Рв, МН
(4.35)
где ?=0,24.
.7.5 Максимальные ?мах, МПа и минимальные ?min, МПа напряжения, возникающие в болте
(4.36)
где
dв = d-1.4t = 16-1.4*1.5 = 13.9 мм
4.7.6 Среднее напряжение ?m, МПа и амплитуда ?а, МПа цикла
(4.37)
(4.38)
(4.39)
где
к? = 1+q*(?к?-1) = 4,3
?к? = 4,3 определено по таблице 48 [2];
q= 1 определено по рис.75 [2] при ?в = 1300МПа и ?к? = 4,3,
?м = 0,94 определено по таблице 49 [2] при d = 16 мм,
?П = 0,84 определено по таблице 50 [2] (грубое обтачивание)
4.7.7Запас прочности болта n? по пределу усталости
(4.40)
В приложении Б приведены данные расчета давлений рабочего тела в процессах сжатия и расширении в функции угла поворота коленчатого вала, которые могут быть использованы как для построения индикаторной диаграммы в P-S координатах, так и для расчета сил, действующих на элементы К.Ш.М. двигателя в функции ? град. поворота коленчатого вала.
5. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ
5.1 Обоснование применения гидрозапорной системы
Усовершенствование системы гидрозапирания привело к новым техническим решениям, позволяющим исключить дополнительный насос и топливопроводы. Гидрозапорные форсунки с питанием надыгольной полости из нагнетательной магистрали через каналы в корпусе оказались даже проще обычных (лист №5). Подача гидрозапорной жидкости (самоподпитка) осуществляется через увеличенный до 10-15 мкм зазор между прецизионными направляющими поверхностями корпуса распылителя и иглы. При этом можно использовать серийные форсунки с изъятым пружинным механизмом (лист № 5).
Сравнение представленных форсунок на листе № 5, показывает, что центральная часть корпуса, занята пружиной, оказывается при гидрозапирании свободной.
Установка редукционного клапана лист (№ 8) позволяет сливать топливо из гидрозапорной полости обратно в нагнетательный трубопровод в период между впрысками.
Такое решение дает возможность отказаться от дренажного трубопровода и упростить топливоподающую систему. Подпитка нагнетательного трубопровода из гидрозапорной полости оказывает при определенных условиях, благоприятное влияние на стабилизацию величины остаточного давления и уменьшение неравномерности цикловой подачи.
Данные испытания дизеля Д-440 в лаборатории кафедры ДОДД ПГУ им. С. Торайгырова показали, что применение гидрозапирания улучшает топливную экономичность дизеля, а также повышает работоспособность распылителей форсунок.
В ходе исследований выявились и недостатки гидрозапорной системы. При использовании гидрозапирания с самоподпиткой при запуске дизеля, при его длительной остановки давление в надыгольном пространстве оказывалось недостаточным для запирания иглы. Применение гидроаккумулятора позволяет устранить данный недостаток.
Проведенное в свое время исследование динамики механического запорного устройства показало, что возникающее в результате подъема иглы колебание пружины приводят к раздельному движению и многократным соударениям деталей запирающего механизма, увеличению хода штанги, почти вдвое превышающему ход иглы и, как следствие, к ударам штанги по ее хвостовику в конечной фазе впрыска. Это вызывает повторный подъем иглы, подтекание топлива из сопловых отверстий с образованием нагара.
Исследования, показывают, что раздельное движение иглы и штанги является одной из причин ускоренного разрушения запорного конуса распылителя, нарушения стабильности рег?/p>