Гильза цилиндра

Гильза цилиндра изготавливается из серого специального чугуна, упрочненного объемной закалкой, она отличается уменьшенной (по высоте) зоной отпуска бурта от термообработки гильз, имеющих маркировку 740.1002021-20. Зеркало гильзы представляет собой редкую сетку впадин и площадок под углом к оси гильзы. При работе двигателя масло удерживается во впадинах, что улучшает прирабатываемость деталей цилиндропоршневой группы. В соединении гильза - блок цилиндров полость охлаждения уплотнена резиновыми кольцами круглого сечения. В верхней части установлено кольцо в проточке гильзы, в нижней части - два кольца в расточки блока цилиндров.

3. Привод агрегатов

Привод агрегатов осуществляется шестернями, имеющими прямые зубья, служит для передачи крутящего момента на валы механизма газораспределения, топливного насоса высокого давления, компрессора и насоса гидроусилителя руля автомобиля. Механизм газораспределения приводится в действие от ведущей шестерни, установленной на коленчатый вал, через блок промежуточных шестерен, которые вращаются на сдвоенном коническом роликовом подшипнике, расположенном на оси, закрепленной на заднем торце блока цилиндров. Шестерня напрессована на конец распределительного вала, причем угловое расположение относительно кулачков вала определяется шпонкой.

Привод ТНВДосуществляется от шестерни, находящейся в зацеплении с шестерней распределительного вала. Вращение от вала к ТНВД передается через ведущую и ведомую полумуфты с упругими пластинами, которые компенсируют несоосность установки валов ТНВД и шестерни. С шестерней привода ТНВД находятся в зацеплении шестерни привода пневмокомпрессора и насоса гидроусилителя руля. Привод агрегатов закрыт картером маховика, закрепленным на заднем торце блока цилиндров. Справа на картере размещен фиксатор маховика, применяемый для установки угла опережения впрыскивания топлива и регулирования тепловых зазоров в механизме газораспределения. Ручка фиксатора при эксплуатации установлена в верхнем положении. В нижнее положение ее переводят при регулировочных работах, в этом случае фиксатор находится в зацеплении с маховиком. В верхней части картера маховика есть расточки, в которые устанавливаются пневмокомпрессор и насос гидроусилителя руля.

Вывод: В данном разделе мы определили работу сил давления газов на поршень, а также зная обороты двигателя, определили мощность двигателя для дальнейшего его применения и подбора для него остальных агрегатов. Был подобран двигатель 740.14-300 (Евро 1) КамАЗа 4310. Полученный результат мощности, немного больше чем стандартная мощность двигателя, но это объясняется разными как внешними так и внутренними факторами как, качество сгораемого топлива и состояние двигателя в целом.

1.5 Турбокомпрессор

Цель: Рассчитать насколько поднимутся характеристики двигателя при применении турбокомпрессора, так как он ускоряет выброс газов и ввод свежего воздуха в цилиндры, что уменьшает затрачиваемое время. Построить графики показывающие изменение.

На двигателях КамАЗ 740.14-300 устанавливается турбокомпрессор ТКР 7Н. В отличие от другого турбокомпрессора ТКР7С, в конструкции турбокомпрессора ТКР7Н применяется изобарный однозаходный корпус турбины и в качестве подшипника бронзовая моновтулка качающегося типа. Ротор турбокомпрессора состоит из колеса турбины с валом 16 колеса компрессора 8 и маслоотражателя 7, закрепленных на валу гайкой 6. Ротор вращается в подшипнике 1, удерживающемся от осевого и радиального перемещений фиксатором 12, который с переходником 13 является одновременно и маслоподводящим каналом.

Рисунок № 2. Схема турбокомпрессора ТКР 7Н

Турбокомпрессор ТКР 7Н: 1 — подшипник; 2 — экран; 3 — корпус компрессора; 4 — диффузор; 5, 18 — уплотнительные кольца; 6 — гайка; 7 — маслоотражатель; 8 — колесо компрессора; 9 — маслосбрасывающии экран; 10 — крышка; 11 — корпус подшипника; 12 — фиксатор; 13 — переходник; 14 — прокладка; 15 — экран турбины; 16 — колесо турбины; 17 — корпус турбины.

В корпусе подшипника 11 устанавливаются стальные крышки 10 и маслосбрасывающии экран 9, который вместе с упругими разрезными кольцами 5 предотвращает течь масла из полости корпуса подшипника. Для уменьшения теплопередачи от корпуса турбины к корпусу подшипника между ними установлен чугунный экран 15 и две стальные прокладки 14 или чугунный экран 15 и окантованная асбостальная прокладка 14. Ввиду того, что ротор турбокомпрессора балансируется с высокой точностью, полная разборка и обслуживание агрегата должны осуществляться на специализированных предприятиях, имеющих необходимое оборудование, инструменты и приборы.

Таблица №1.4 Технические характеристики турбокомпрессора TKP7H-1

Рассчитываем наши значения заново, учитывая турбокомпрессор увеличивающий их на 40 %.

1. Силы давления газов на поршень

кН

кН

Строим диаграмму сил давления газов на поршень в масштабе 2 мм/1 кН. (Приложение А, рисунок 9)

1. Расчет приведенных моментов сил давления

Определим приведенные моменты сил давления на участке рабочего хода в девяти точках положения кривошипа.

1.

10. кН·м

11. кН·м

12. кН·м

13. кН·м

14. кН·м

15. кН·м

16. кН·м

17. кН·м

2. Приведенные моменты сил давления на участке сжатия определяются по следующей формуле:

1. кН·м

2. кН·м

3. кН·м

4. кН·м

5. кН·м

6. кН·м

7. кН·м

8. кН·м

9. кН·м

Сведем результаты расчетов приведенных моментов сил давления в таблицу 1.5.

Таблица 1.5 - Результаты расчетов приведенных моментов сил давления

По данным расчетам строим график приведенных моментов сил давления в масштабе 30 мм/ 1 кН. (Приложение А, рисунок 10)

3. Расчет работы сил давления газов

кДж

кДж

4. Определение мощности двигателя внутреннего сгорания

кВт

Вывод: Используя турбокомпрессор, мы поднимаем все найденные нами показатели двигателя внутреннего сгорания на 40% и строим их графики. Из расчета видно, что увеличив начальные параметры, мощность двигателя тоже увеличилась на 110 Квт ≈ 143 л.с. Получился двигатель балластных тягачей (МЗКТ-74132) и шасси (МЗКТ-79091) для транспортировки баллистических ракет класса «Тополь», и того более для буксировки самолётов массой около 100 тон.

II Раздел Расчет маховика

2.1 Определение потребного приведенного момента на кривошипе от вращающего момента двигателя

Цель: Определить приведенный момент на кривошипе от вращающего момента двигателя, а также узнать нагрузку на валу двигателя, построить графики суммарного приведенного момента внешних сил и работы внешних сил, для расчета маховика, чтобы компенсировать вибрации двигателя, уравновесить колебания и обеспечить уверенный запуск.

Вращающий момент двигателя определяется по формуле:

,

Получаем: кН·м

Вывод: определив приведенный момент двигателя на коленчатом вале, я могу рассчитать суммарный момент внешних сил. Вращательный момент не превышает допустимое значение, поэтому коленчатый вал не терпит сильных вибраций.

2.2 Суммарный приведенный момент внешних сил

Цель: определить суммарный приведенный момент для дальнейшего определения общей нагрузки на механизм и построить его график.

Суммарный приведенный момент определяется по формуле:

где М_F^пр и М_д^пр – приведенные моменты сил давлений газа и внешней нагрузки и двигателя.

Подставив значения приведенных моментов, получим:

По полученным значениям построим график суммарного приведенного момента в масштабе μ _F = 30 мм /1кН∙ м. (приложение А, рисунок 6)

Вывод: Некоторые величины суммарных приведенных моментов отрицательные, значит, нагрузка должна компенсироваться маховиком. Все расчеты записываем в таблицу 2.1

2.3 Работа внешних сил для каждой точки

Цель: Определить работу внешних сил, для расчета суммарной работы, и показать, сколько тратит энергии данный двигатель на выполнение этой работы.

где i = 1, …, 8; k = 1, …, 8;

(М_F^пр + М_д^пр)^ср_i – среднее значение в текущем положении механизма;

Δ φ ₁ = π / 4 = 3, 14 / 4 = 0, 785.

Подставив значения, получим:

кДж

кДж

кДж

кДж

кДж

кДж

кДж

кДж

Рассчитаем среднее значение работы внешних сил.

Она рассчитывается по формуле:

Подставив значения, получим:

кДж

кДж

кДж

кДж

кДж

кДж

кДж

кДж

Результаты расчетов занесем в таблицу 2.1 и построим график работы внешних сил в масштабе μ _F = 20 мм /1 кДж. (приложение А, рисунок 7).

Таблица 2.1 – Результаты расчетов приведенных моментов и работ внешних сил

№ точки
MΣ пр	1.815	6.371	9.645	8.215	1.815	-4.585	- 6.015	-2.741	1.815
	3.213	6.286	7.01	3.936	-1.087	-8.321	-3.436	-0.363
	3.213	9.499	16.509	20.445	19.358	11.037	7.601	7.238

Вывод: Присутствуют отрицательные данные, что означает, что маховик очень тяжелый, и он сводит своей инерцией работу в минус.

2.4 Определение кинетических энергий Tо, T1, T11

Цель: Определить кинетические энергии Tо, T1, T11, и посмотреть какую нагрузку они дают кривошипу и построить их график. Узнать сколько энергии внутри цилиндров, затрачивается на работу двигателя.

Кинетические энергии определяются в начальном положении механизма, для первой и второй групп звеньев механизмов.

Кинетическая энергия в начальном положении механизма T₀ определяется по формуле:

,

где и

кг∙ м²

Учитывая что двигатель восьмицилиндровый, необходимо все величины J1, J2, m1, m2, m3 увеличить, умножив на число цилиндров.

Подставив значения в формулу, получим:

Кинетическая энергия для второй группы звеньев механизмов определяется по формуле для девяти положений кривошипа:

Подставив значения, получим:

Кинетическая энергия для первой группы звеньев механизмов определяется по формуле для девяти положений кривошипа:

Подставив значения, получим:

Определим наибольший размах величины T₁

Δ T₁ = T₁^max - T₁^min = 22.6- 5.5 = 17.1 кДж.

Сведем результаты в таблицу 2.2 и построим графики кинетических энергий.

Таблица 2.2 – Результаты расчетов кинетических энергий T₀, T₁, T₂.

По данным таблицы 2.2 построим графики кинетических энергий T₀, T₁, T₂ в масштабе μ _F = 20 мм /1 кДж. (приложение А, рисунок 8)

Вывод: Рассчитав кинетические энергии, мы узнали, что в двигателе высокая температура, и большая часть уходит в тепло.

2.5 Определение момента инерции маховика

Цель: Для определения массы маховика и его геометрических размеров определим момент инерции маховика. Ведь чем больше инерция маховика тем меньше теряется энергии на раскрутку распределительного вала.

Момент инерции маховика определяется по формуле:

J_махов = J₁ - J₁^пр,

где J₁^пр = 0, 0324 кг ∙ м²;

J₁ = Δ T₁/(ω _ср² ∙ δ),

где δ = 0, 006;

J₁ = 17.1 / (157² ∙ 0, 006) = 17.1 /147.894 = 0.116 кг ∙ м².

Подставив значения, получим:

J_махов = 0.116 - 0, 0324=0.0839 кг ∙ м².

Вывод: Определив момент инерции маховика, мы видим что он соответствует реальному. Момент инерции увеличивается если обод маховика будет тяжелее центра, что дает возможность затрачивать меньше энергии.

2.6 Определение массы и геометрических размеров маховика

Цель: определить геометрические размеры маховика для выбранного двигателя и вычертить маховик в масштабе.

Для определения ширины необходимо определить его массу m_махов.

Она определяется по формуле:

,

где d_e – наружный диаметр маховика, принимаемый равным габаритному поперечному размеру двигателя, d_e = 0, 4 м;

Подставив значения, получим:

кг

Определим ширину обода маховика b:

Она определяется по формуле:

b = 4 ∙ m_махов /(π ∙ ρ ∙ (1-k²)∙ d_e²),

где ρ = 7900 кг/м³ – плотность чугуна материала маховика.

Вычислим ширину маховика b:

b = 4 ∙ 3.09 /(π ∙ 7900∙ (1-0.36) ∙ 0, 4²) = 12.36 /(24806∙ 0.64∙ 0.16) =

=12.36/2540.1 = 0.00487 м

Вывод: рассчитав геометрические размеры маховика, видно, что они очень малы и не могут использоваться по назначению.

2.7 Определение посадочного диаметра вала под маховик

Цель: Определить диаметр вала для посадки маховика и учесть его при построении чертежа маховика. Диаметр коленчатого вала рассчитывается только для нахождения геометрических размеров и не влияет на характеристики двигателя.

Диаметр вала для посадки маховика определяется по формуле:

где M_p – расчетный вращающий момент;

[τ ] – допускаемое касательное напряжение, [τ ] = 30 МПа.

Определим расчетный вращающий момент по формуле:

M_p = M_д + M_махов^max,

где M_махов^max максимальный вращающийся момент маховика.

Он определяется по формуле:

M_махов^max = Δ T₁^max/ Δ φ,

где Δ T₁^max – наибольшее значение кинетической энергии по графику величины T₁ на элементарном угле поворота Δ φ.

Оно определяется выражением:

Δ T₁^max = T₁⁵ - T₁⁶ = 22.6 – 11.2 = 11.4 кДж.

Тогда максимальный вращающийся момент маховика будет равен:

M_махов^max = 11.4 ∙ 4/π = 45.6/3, 14 = 14.52 кН∙ м.

Теперь можно найти расчетный вращающий момент, подставив значения в формулу:

M_p = 1.815 + 14.52 = 16.3 кН∙ м.

Диаметр вала для посадки маховика будет равен:

По полученным данным о маховике строим чертеж маховика (Приложение Б, рисунок 8)

Вывод: Рассчитав диаметр вала для посадки маховика, видно, что он слишком мал для нашего маховика, ведь реальный диаметр коленчатого вала в двигателе 740 d_махов≈ 60 мм.

Заключение

В данном курсовом проекте мы рассчитали четырехтактный восьмицилиндровый дизельный двигатель внутреннего сгорания. По полученным данным о мощности двигателя, был подобран реально существующий двигатель 740.14-300 КамАЗа 4310. Из произведенных расчетов мы выяснили, что степень свободы механизма равен 1, следовательно, применяется плоский механизм. В плоском механизме все звенья движутся в одной плоскости, все оси параллельны друг другу и перпендикулярны плоскости механизма. Некоторые величины суммарных приведенных моментов отрицательные, значит, нагрузка должна компенсироваться маховиком. По полученным данным определили верхний и нижний пределы давления газов на поршень, а также были построены графики, по которым наглядно видно, что происходит с силами во время работы двигателя.

По полученным расчетным величинам сил давления и моментов мы можем подобрать втулки, подшипники, для конкретного двигателя, толщину и длину шатунов, что обеспечит долгую работу двигателя.

В процессе расчетов мы установили, что при коэффициенте неравномерности вращения коленчатого вала δ =0.006 на него должен быть установлен маховик с размерами b=4.8 мм, d_e = 400 мм, d_f =24 мм. Эти размеры маховика не реальны, и такой маховик не может быть установлен на двигатель.

Библиографический список

1. Артоболевский, И. Н. Теория механизмов и машин [Текст]: учеб. для вузов / И. Н. Артоболевский. - М.: Высш. шк., 1975. - 638 с.

2. Фролов, К. В. Теория механизмов и машин [Текст]: учеб. для вузов / К. В. Фролов. - М.: Высш. шк., 2003.- 496с.

3. Попов, С. А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин [Текст]: учеб. для вузов / С. А. Попов, - М.: Высш.шк., 1986. - 296 с.

4. Орлин, А.С. Двигатели внутреннего сгорания [Текст]: учебник для вузов / под общ. ред. А.С. Орлина, М.Т. Круглова. - М.: Машиностроение, 1983. - 374 с.

5. Колчин, А И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей [Текст]: учеб, пособие для вузов /А. И. Колчин, В. П. Демидов. - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 2002. - 496 с.

6. Луканин, В. Н. Двигатели внутреннего сгорания [Текст]: в 3 кн. Кн. 2. Динамика и конструирование: учеб. для вузов / под ред. В. Н. Луканина. - М.: Высщ. шк., 2005. - 319 с.

7. Автокама. Электронный ресурс [режим доступа]: / https://www.avtokama.ru/files/teh/dvigatel1.html

8. Авто-Двигатели. Электронный ресурс [режим доступа]: / https://dvigok.hop.ru/

9. КамРемСервис. Электронный ресурс [режим доступа]: / https://www.tatrem.ru/ruk/mahovik2.html