1.4. Визначення індикаторних показників, які характеризують робочий цикл
1.4.1. Середній індикаторний тиск циклу, МПа:
розрахунковий
=
{
λ
(ρ
–
1) +
[1
–
]
-
[1
-
]}
(22)
=
{1,7
(1,552–1)
+
[1
-
]-
[1-
]}
=
1.005 МПа
дійсний
=
φ
= 0,9
1.005 = 0.905 МПа (23)
де φ – коефіцієнт повноти індикаторної діаграми, для даного двигуна φ = 0.9.
1.4.2. Індикаторний коефіцієнт корисної дії (ККД)
=
=
0.38 (24)
1.4.3. Питома індикаторна витрата палива, кг/(кВт год):
=
=
=
0,223
кг/(кВт
год) (25)
1.5. Визначення ефективних показників, які характеризують робочий цикл
1.5.1. Середні ефективний тиск циклу, МПа:
=
-
= 0.905-0.271=
0,634
МПа
(26)
де – середній тиск механічних втрат, який наближено визначається за формулою:
=
а
+ b
=0.105+0.166=0.271
МПа (27)
1.5.2. Коефіцієнт корисної дії (ККД):
- механічний
=
=
=
0.7 (28)
ефективний
=
= 0.7
0.38=0.266
(29)
1.5.3. Питома витрата палива на одиницю ефективної потужності в одиницю часу, кг/(кВт год):
=
=
0,318
кг/(кВт
год)
(30)
1.5.4. Потужність двигуна, віднесена до 1 л робочого об`єму, кВт/л:
=
=
=
24.3
кВт/л (31)
де
-
частота обертання колінчастого вала
двигуна,
;
-
тактність двигуна, для даного двигуна
= 4.
1.6. Визначення основних розмірів двигуна
Робочий об`єм
двигуна, л:
=
=
=
2,26 л (32)
одного циліндра,
:
=
= 565
(33)
де
- число
циліндрів
4.
Діаметр циліндра, мм:
D
=
10
=
10
=
92,822,
приймаємо 92
мм (34)
де - робочий об`єм одного циліндра двигуна, .
Хід поршня, мм:
S
=
D
(
)
= 92.822
0,9
= 83.54,
приймаємо
84
мм
(35)
Вибираємо відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна:
=
0,27
(36)
Визначаємо радіус кривошипа:
R = S/2 = 84/2 = 42мм (37)
Визначаємо довжину шатуна:
=
R/
= 42/0,27
= 155.5
мм (38)
2. Розрахунок на міцність деталей кривошипно-шатунного механізму
2.1. Розрахунок циліндра
Орієнтовні розміри основних деталей шатунно-кривошипного механізму та циліндро-поршневої групи (рис. 1, 2, 3) наведені в таблиці 3.1.
Таблиця 3.1
Найменування параметра |
Дизелі |
Товщина стінки циліндрів, δц, мм |
12 |
Висота поршня, Н, мм |
1.5D = 138 |
Висота жарового поясу, l, мм |
13.8 |
Мінімальна товщина днища поршня, δ |
14.72 |
Мінімальна товщина стінки головки поршня, Sп, мм |
12 |
Внутрішній діаметр днища поршня, D1 |
D - 2(Sп + t + Δt) = 58.57 |
Радіальна товщина кільця, t: компресійного кільця для знімання оливи |
0,045D = 3.863 0,04D = 3.588 |
Різниця між зазорами кільця у вільному і робочому стані, S0 |
3.8t = 15 |
Радіальний зазор кільця в канавці поршня Δt, мм: компресійного кільця для знімання оливи |
0,85 1,0 |
Число отворів у поршні для відведення оливи |
8 |
Діаметр отвору для відведення оливи, dол, мм |
1.5 |
Висота юбки поршня, hю, мм |
73.6 |
Висота першої перемички, hп, мм |
4,6 |
Відстань від верхньої кромки поршня до осі пальця, h1, мм |
75.9 |
Товщина стінки юбки поршня, δю, мм |
4 |
Зовнішній діаметр поршневого пальця, dп |
46 |
Внутрішній діаметр пальця, dв |
27.6 |
Довжина пальця, lп |
78.2 |
Відстань між торцями бобишок, В |
36.8 |
Довжина верхньої головки шатуна, lш, мм |
28 |
Зовнішній діаметр верхньої головки шатуна, dг.з, мм |
69 |
Внутрішній діаметр верхньої головки шатуна, dг.в, мм
|
55 |
Розміри перерізу шатуна, мм: мінімальна висота hш min висота перерізу розташованого в центрі мас шатуна hш максимальна ширина двотаврового перерізу bш мінімальна ширина двотаврового перерізу aш товщина ребра двотавра tш, мм |
0,5dг.з = 35
1,3hш min = 45 17.9 6.5 4 |
Діаметр шатунної шийки, dш.ш |
66.4 |
Ширина кришки, lк |
51.5 |
Товщина кришки, hк |
25.7 |
Ширина шатунної шийки, lш.ш |
51.52 |
Товщина вкладиша, hв |
2.57 |
Ширина вкладиша, lв |
48.52 |
Відстань між шатунними болтами, lб |
103 |
Діаметр корінної шийки: зовнішній dк.ш внутрішній dвн.к.ш |
73.6 18.4 |
Розраховуємо
напруження і розтягування в стінці
гільзи в небезпечному перерізі шпильки
кріплення головки блока. Напруження в
стінці гільзи знаходимо з урахуванням
особливостей її конструкції.
знаходимо з урахуванням особливостей її конструкції.
=
=
=
28,09 МПа (39)
де
- максимальний
розрахунковий тиск газів у циліндрі,
= 7,327МПа;
-
діаметр циліндра,
= 0,092
м;
- товщина стінки циліндра, = 0,012 м.
=
=
=
0,00665
(40
)
Шпильки кріплення головки блока розраховуємо на розрив у небезпечному перерізі під дією сили,що виникає під час затягування гайок.
Сила поперечного затягування шпильок, МН:
=
1,4 ·
·
= 1,4 · 7,327 · 0,00732 = 0,067 МН (41)
де - максимальний тиск при згорянні, МПа;
- площа, обмежена кінцем прокладки довкола камери згоряння, :
Для даного двигуна = 1.2 · = 1.2 · 0,00665= 0,00732 .
Сумарна розрахункова сила, що діє на шпильки, МН:
=
+
·
= 0,067 + 7,327 · 0,00732= 0,121 МН (42)
Сумарна сила, яка приходиться на одну шпильку, МН:
=
=
=
0,02 МН (43)
де z – число шпильок на одному циліндрі, в залежності від верхнього чи нижнього розташування клапанів. Для даного двигуна z = 6.
Напруження розтягу в шпильці, МПа:
=
=
=
82.8 МПа (44)
де
-
площа мінімального перерізу за внутрішнім
діаметром різьби М14:
=
.