Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы

 

ДИПЛОМНЫЙ ПРОЕКТ

Тема:

Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы

РЕФЕРАТ

В дипломном проекте представлен расчет рабочего цикла проектируемого двигателя. На основании расчета рабочего цикла проектируемого двигателя внутреннего сгорания проведен динамический анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм. В результате расчета рабочего цикла двигателя и динамики КШМ было: определены параметры всех процессов рабочего цикла: впуск - сжатие - сгорание расширение - выпуск; найдено среднее индикаторное и эффективное давления; определены индикаторный, механический, эффективный КПД двигателя; определены индикаторный и эффективный расход топлива; рассчитаны основные размеры двигателя - диаметр цилиндра и ход поршня; построена индикаторная диаграмма в P - S координатах; рассчитана и построена внешняя скоростная характеристика двигателя; по результатам расчета динамики КШМ построены диаграммы сил, действующих на детали КШМ в Р - φ координатах.

Динамический анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм, позволяет произвести расчет основных деталей кривошипно-шатунного механизма на прочность.

В специальной части курсового проекта проведен расчет основных элементов системы питания с выбором оптимальных размеров, спроектирована гидрозапорная система, устанавливаемая на данный двигатель. С выбором основных геометрических и экономических показателей.

В исследовательской части проекта представлена гидрозапорная система тракторного дизеля Д-440

В соответствии с заданием выполнен раздел по охране труда, а также расчет экономической эффективности от внедрения данной разработки.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

. Расчет рабочего цикла

2. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма

. Расчет поршневой группы

4. Расчет шатунной группы

. Специальная часть

6. Методика проведения эксперимента

. Экономическая часть

. Охрана труда

Заключение

Список используемой литературы

Приложение А

Приложение Б

Приложение В

Приложение Г

Приложение Д

Приложение Е

Приложение Ж

Приложение З

ВВЕДЕНИЕ

Одной из характерных особенностей современного развития промышленности является бурный рост энергетического машиностроения и насыщение многих отраслей народного хозяйства различными источниками энергии. Важная роль в выполнении этой задачи отводится двигателям внутреннего сгорания, а внутри этого класса машин - дизелям, как самым экономичным и широко освоенным.

Необходимо отметить, что возможности дизелей еще полностью не реализованы, особенно в отношении топливной экономичности, надежности и долговечности работы.

Особенностью развития дизельных двигателей является их форсирование по мощности применение наддува и увеличение быстроходности, что приводит к возрастанию механической и тепловой напряженности их основных деталей. Повышенные максимальные и средние давления рабочего цикла интенсифицируют все виды теплообмена от газов к деталям цилиндропоршневой группы и форсунке двигателя.

Рабочие уровни механической напряженности еще обеспечиваются достаточно высокими коэффициентами запаса прочности, хотя в некоторых конструкциях форсированных дизелей уже теперь имеются отдельные узлы, механическая прочность которых близка к предельной.

Топливная система проектируемого двигателя состоит из топливного насоса высокого давления с всережимным регулятором числа оборотов, топливоподкачивающего насоса, форсунок, фильтров грубой и тонкой очистки, топливопроводов низкого и высокого давления, воздухоочистителя.

Смесеобразование горючей смеси в дизеле происходит внутри его цилиндра следующим образом. Топливо в цилиндр впрыскивается через форсунку под давлением 175 атм. Вследствие трения о воздух струя топлива дробиться на мелкие капельки диаметром 0,002 - 0,003 мм, которые образуют топливный факел, имеющий форму конуса. Угол конуса распыливания зависит от формы и размеров сопла, давления впрыска, вязкости топлива и давления воздуха в цилиндре.

Предъявляемые к топливной аппаратуре дизелей высокие технические требования, а в некоторых случаях и специфические условия производства, привели к созданию различных конструкций топливных насосов высокого давления и форсунок.

Требования, предъявляемые к топливным системам:

а) хорошо распыливать и равномерно распределять топливо по объему камеры сгорания;

б) дозировать порции топлива;

в) подавать топливо в камеру сгорания в определенный момент;

г) подавать топливо в течение заданного промежутка времени с определенной интенсивностью;

д) обеспечивать одинаковую подачу топлива во все цилиндры дизеля при любой нагрузке;

е) создавать высокое давление в системе топливоподачи.

1. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА

1.1 Обоснование и выбор исходных данных

Высокие технико-экономические показатели проектируемого двигателя могут быть получены только в том случае, если выбранные исходные данные соответствуют назначению и типу двигателя, роду применяемого топлива, уровню развития мирового двигателестроения.

Умение правильно и обосновано выбрать исходные данные требует наличие глубоких знаний по изучаемым дисциплинам и во многом предопределяет получаемые результаты расчета. В противном случае в расчетах неизбежны ошибки, неточности, вызывающие необходимость непроизводительного использования машинного времени на выполнение задания.

Поскольку в задании заданны:

а) номинальная мощность Ne = 80 кВт

б) номинальная частота вращения n = 1750 мин^-1

в) тактность, τ = 4

г) число цилиндров I = 4

д) степень сжатия ε = 16

е) отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 1,077

ж) литраж V_л = 7,43 л

з) средняя скорость поршня С_m =8,26 м/с

Выберем следующие исходные данные: топливо - жидкостное (дизельное); давление окружающей среды и температуру берут при нормальных условиях. По рекомендациям [3] выбор исходных данных сведем в таблицу 1.

Таблица 1

Исходные данные

Наименование исходных параметров	Обозначение	Размерность	Числовое значение
1 Элементарный состав топлива: Углерод Водород Кислород	С О Н	Кг Кг Кг	0,87 0,126 0,004
2 Низшая теплотворная способность топлива	Нu	кДж/кг	42500
3 Коэффициент избытка воздуха	α		1,6
4 Давление наддува	РК	МПа	0,12
5 Температура окружающей среды	Т0	0К	288
6 Показатель политропы сжатия в компрессоре	nK		1,8
7 Подогрев заряда от стенок	ΔТ	0К	8
8 Давление остаточных газов	Рr	МПа	0,12
9 Температура остаточных газов	Тr	0К	850
10 Скорость движения заряда	Wвп	м/с	70
11 Коэффициент сопротивления впускной системы	(β2+ξ)		4
12 Угол опережения зажигания	Θ	град п.к.в.	345
13 Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна	λ		0,26

Техническая характеристика двигателя-прототипа

Модель двигателя Д-440

Применяемость А-41М «Казахстан»

Номинальная мощность кВт 68

Номинальная частота вращения n, мин^-1 1750

Тактность, τ 4

Число и расположение цилиндров 4Р

Степень сжатия ε 16

Диаметр цилиндра D, мм 130

Ход поршня S, мм 140

Отношение S/D 1,077

Литраж V_л 7,43

Средняя скорость поршня С_m, м/с 8,26

Тип охлаждения. Ж

1.2 Количество продуктов сгорания и свежего заряда

1.2.1 Теоретически необходимое количество воздуха L₀, кмоль для сгорания 1 кг топлива вычисляем по формуле

Lo = , (1.1)

где С, Н, О - см. таблица 1.

 кмоль

1.2.2 Количество свежего заряда М₁, кмоль

М₁=, (1.2)

 кмоль

.2.3 Количество отдельных компонентов продуктов сгорания М_СО2, М_Н2О, М_О2, М_N2, кмоль при α = 1,6

М_СО2 = , (1.3)

 кмоль

М_Н2О = , (1.4)

 кмоль

М_О2 =, (1.5)

 кмоль

М_N2 = 0.79* α*Lo, (1.6)

М_N2 = 0.79*1.6*0.495 = 0.6313 кмоль

.2.4 Общее количество продуктов сгорания будет состоять из продуктов сгорания М₂, кмоль при α = 1 и избыточного воздуха не участвующего в сгорании

, (1.7)

1.2.5 Теоретический коэффициент молекулярного изменения β₀

, (1.8)

.2.6 Параметры окружающей среды: То = 288 К;

Ро = 0,1013 МПа;

Рк = 0,12 МПа, см. таблица 1

.2.7 Температура окружающей среды Tk, ⁰К (после нагнетателя)

Tk = , (1.9)

 К

где n_k - показатель политропы сжатия. Для центробежного нагнетателя с охлаждаемым корпусом, принят n_k = 1,8 [5, с. 7-10].

.2.8 Давление остаточных газов Р_r при ε = 16 и Tr = 850 К

Рr = (0,75 ÷ 1,0)*Р_к , (1.10)

Рr = 1*0,12 = 0,12 МПа

1.3 Параметры процесса наполнения

По данным [1] см. таблица 1 примем: ΔТ = 8 град;

(β²+ξ) = 4;

Wвп = 70 м/с;

Tr = 850 К, см. таблица 1.

.3.1 Плотность заряда на впуске ρ_к, МПа

ρ_к = , (1.11)

где μ_в - масса 1 кмоль воздуха.

 МПа

.3.2 Давление заряда в конце впуска Ра, МПа

Ра = , (1.12)

 МПа

.3.3 Коэффициент остаточных газов γ_r, МПа

γ_r =, (1.13)

.3.4 Температура в конце впуска при То = Тк

Та = , (1.14)

 K

.3.5 Коэффициент наполнения η_v при Ро = Рк и То = Тк, φ = 1

, (1.15)

.3.6 Количество рабочей смеси в конце наполнения Ма, кмоль, в точке А индикаторной диаграммы

Ма = М₁+М_r, (1.16)

Ма = 0,7918+0,0204 = 0,8123 кмоль

1.3.7 Количество остаточных газов в рабочей смеси М_r, кмоль

М_r = М₁*γ_r, (1.17)

М_r = 0,7918*0,0258 = 0,0204 кмоль

.3.8 Доля продуктов сгорания r_П.С.(α=1), при α = 1 в общем количестве продуктов сгорания при α > 1

r_П.С.(α=1) = , (1.18)

r_П.С.(α=1) =

.3.9 Доля избыточного воздуха в общем количестве продуктов сгорания r_b(П.С.)

r_{b(П.С) =} , (1.19)

r_{b(П.С) =}

1.3.10 Количество продуктов сгорания М_or, кмоль, при α = 1 в остаточных газах

М_оr = r_П.С.*М_r, (1.20)

М_оr = 0,6394*0,0204 = 0,01304 кмоль

.3.11 Количество остаточных газах в рабочей смеси М_вr, кмоль

М_вr = r_П.С*М_r, (1.21)

М_вr = 0,3606*0,0204 = 0,00735 кмоль

.3.12 Количество воздуха М_1в, кмоль, в рабочей смеси с учетом избыточного воздуха в остаточных газах составит

М_1в = М₁+М_вr, (1.22)

М_1в = 0,7918+0,007735 = 0,7995 кмоль

.3.13 Доля воздуха в рабочей смеси в конце наполнения

, (1.23)

1.3.14 Доля продуктов сгорания r_П.С.(А), при α = 1 в рабочей смеси в конце наполнения

, (1.24)

.3.15 Количество продуктов сгорания , кмоль, при α = 1 в конце сгорания (Z индикаторной диаграммы) с учетом их наличия в остаточных газах от предыдущего цикла

, (1.25)

 кмоль

1.3.16 Общее количество избыточного воздуха в продуктах сгорания

, (1.26)

 кмоль

.3.17 Общее количество продуктов сгорания , кмоль с учетом остаточных газов

, (1.27)

 кмоль

.3.18 Доля продуктов сгорания r_П.С.(А), при α = 1 в конце сжатия (•Z)

, (1.28)

.3.19 Доля избыточного воздуха в продуктах сгорания r_в(П.С.), при α > 1:

r_в(П.С) = 1- r_П.С(А) (1.29)

r_в(П.С) = 1-0,6394 = 0,3606

1.4 Параметры процесса сжатия

Уравнение теплового баланса за процесс сжатия при условии, что суммарная подведенная к рабочему тему теплота Qac = 0, имеет вид Uc-Ua = Lac, которое в развернутом виде запишется:

 (1.30)

Удельная внутренняя энергия свежего заряда цилиндра () определяется с учетом наличия в рабочем теле оставшихся от предыдущего цикла продуктов сгорания (В начале (•) «А» и в конце сжатия (•) «С» индикаторной диаграммы).

По таблицам 7 и 9 для воздуха и продуктов сгорания дизельного топлива при α =1.

Для промежуточных температур внутренняя энергия определяется линейным интерполированием.

Уравнение теплового баланса решаем методом последовательных приближений, задаваясь показателем политропы сжатия n₁.

Внутренняя энергия рабочего тела в начале сжатия Ua, () при  составит (Приложение А)

,

.4.1 Задаемся первым значением n₁ равным n₁ = 1,36, тогда

, (1.31)

 К t_c = 898,072-273 = 647,764⁰С

Внутренняя энергия рабочего тела в конце сжатия Uс, () при t_с = 647 составит

Работа за процесс сжатия L_AC,

Подставляя в уравнение значение энергий, имеем

Uc - Ua = 12690, Разность = 410

.4.2 Задаемся вторым значением n₁ равным n₁ = 1,369, тогда

, t_c = 920,764-273 = 647,764, ⁰С

Внутренняя энергия рабочего тела в конце сжатия при t_с = 647⁰С составит

Работа за процесс сжатия

Подставляя в уравнение значение энергий, имеем

Uc - Ua = 13230, Разность = 60

Таким образом, имеем: n₁ = 1,369; Т_С = 920,7 К.

.4.3 Давление газов в цилиндре в конце процесса сжатия Р_С, МПа

МПа (1.32)

МПа

1.5 Параметры конца процесса сгорания

1.5.1 Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания в виде

 (1.33)

Принимая: ξ = 0,80 λ = 1,9  по[1, с.367] и определяя

, (1.34)

левая часть уравнения составит ()

,

а правая

 

Величина U_Z, есть функция температуры сгорания и долей продуктов сгорания при α =1 и избыточного воздуха в общем количестве продуктов сгорания.

Поэтому последнее равенство можно решить методом последовательных приближений, задаваясь температурой Т_Z.

.1.2 Если принять  (t_Z = 1800^◦С), то

,

по таблицам (см. приложение А) определяем

 кДж/кмоль,

 

.1.3 Примем  (t_Z = 1807^◦С), то

 кДж/кмоль

 

Таким образом искомая температура находится между 2073 К и 2080 К

.1.4 Графическим методом находим искомую температуру сгорания К (t_Z = 1804^◦С)

 кДж/Кмоль

 

Погрешность определения Т_Z составит:

- 100%

- X%

Таким образом, окончательно принимаем Т_Z = 2077 К

U_Z = 49286 кДж/кмоль

.5.5 Степень предварительного расширения продуктов сгорания ρ

, (1.35)

.5.6 Степень последующего расширения продуктов сгорания δ

 (1.36)

.5.4 Максимальное давление сгорания Рz, МПа

, (1.37)

1.6 Параметры процесса расширения

При равенстве теплоты, подведенной к рабочему телу в процессе расширения, теплоте отданной в стенки рабочего цилиндра уравнение баланса теплоты запишется в виде:

 (1.37)

Из расчета процесса сгорания имеем:

Т_Z = 2077 К,

U_Z = 49286 кДж/Кмоль

δ = 11,887

.6.1 Принимаем  = 1.28, тогда

, (1.38)

 t_B = Т_В-273 = 765⁰С

По таблицам (Приложение А) для продуктов сгорания и дизельного топлива при α =1 избыточного воздуха имеем

 кДж/кмоль

Работа за процесс расширения составит:

,

 кДж/кмоль

Внутренняя энергия продуктов сгорания составит:

 ∆U_zb = -201

.6.2 Принимаем  = 1.2815, тогда

, t_B = Т_В-273 = 761⁰С

Внутренняя энергия продуктов сгорания составит:

 кДж/кмоль

Работа за процесс расширения составит:

,

 кДж/кмоль

 ∆U_zb = -43

Таким образом,  = 1.2815; T_b = 1035 K.

1.6.3 Давление газов в конце расширения Р_b, МПа

, (1.39)

1.6.2 Работа газов в период сгорания , кДж/кмоль, при Р = const

, (1.40)

 кДж/кмоль

.6.3 Работа за весь процесс расширения, кДж/кмоль

, (1.41)

 кДж/кмоль

1.6.4 Работа цикла, приходящаяся на один килограмм топлива Li, МДж/кг

, (1.42)

 МДж/кг

.6.5 Объем Vh, м³, в котором сжигается один килограмм топлива, определяется

, (1.43)

.6.6 Среднее индикаторное давление расчетного цикла Р_ip, МПа

 , (1.44)

 МПа,

а с учетом скругления индикаторной диаграммы

, (1.45)

где - φ_i - коэффициент скругления (принимается 0,95 по [4])

 МПа

.6.7 Среднее индикаторное давление расчетного цикла по уравнению

 (1.46)

составит

.6.8 Среднее индикаторное давление расчетного цикла по уравнению Р_ip, МПа

 (1.47) составит

МПа

1.6.9 Среднее индикаторное давление с учетом скругления индикаторной диаграммы

P_ip = 0,95*Р_ip, (1.48)

P_ip = 0.95*0,93 = 0,8835 МПа

.6.10 Среднее давление механических потерь в двигателе Р_М, МПа, при

C_m = 8.26 м/с

P_М = 0,089+0,0118*8,26 = 0,186 МПа

.7 Среднее эффективное давление цикла Р_е, МПа

Р_е = Р_iр - Р_М, (1.50)

Р_е = 0,93-0,186 = 0,744 МПа

.8 Механический к.п.д. двигателя η_М

, (1.51)

.9 Удельный индикаторный расход топлива g_i, г/кВтч

, (1.52)

 г/кВтч

1.10 Удельный эффективный расход топлива g_e, г/кВтч

, (1.53)

 г/кВтч

.11 Часовой расход топлива G_T, кг/ч

, (1.54)

.12 Индикаторный к.п.д. цикла η_i

, (1.55)

.13 Эффективный к.п.д. цикла η_е

, (1.56)

1.14 Основные размеры двигателя V_л, л

, (1.57)

 л

1.14.1 Рабочий объем одного цилиндра V_h, л

, (1.58)

 л

.14.2 Исходя из геометрических размеров двигателя принимаем , имеем

.14.3 Диаметр цилиндра D, мм

, (1.59)

 мм.

Принимаем D = 130 мм, тогда

.14.4 Ход поршня S, мм

S = k*D = 1,077*130 = 140 мм

.14.5 Средняя скорость поршня

С_m =, (1.60)

С_m = м/с

2. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРЕВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

.1 Кинематика КШМ

2.1.1 Выбор λ и длинны L_ш шатуна

В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил величина отношения радиуса кривошипа к длине шатуна была принята в тепловом расчете λ = 0,26 двигателя прототипа.

При этих условиях

, (2.1)

где R радиус кривошипа - R = 70 мм.

.1.2 Перемещение поршня S_k, мм, по рекомендациям [4] определяем

 (2.2)

Результаты расчета перемещения поршня, проведенные на ЭВМ, приведены в приложении В.

.1.3 Угловая скорость вращения коленчатого вала ω, рад/с

, (2.3)

.1.4 Скорость поршня V_п, м/с

, (2.4)

.1.5 Ускорение поршня j, м/с²

 (2.5)

Результаты расчета скорости и ускорения поршня приведены в Приложении В.

2.2 Динамика

2.2.1 Общие сведения

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. По этим силам производятся расчеты основных деталей на прочность и износ, а также определение неравномерности крутящего момента и степени неравномерности хода двигателя.

Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют: силы от давления газов в цилиндре; силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс; центробежные силы; давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (они в динамическом расчете обычно не учитываются).

Все действующие силы в двигателе воспринимаются: полезным сопротивлениям на коленчатом валу; силами трения и опорами двигателя.

В течение каждого рабочего цикла (720 для четырехтактного двигателя) силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 10…30⁰.

Результаты динамического расчета сводят в таблицы.

.2.2 Силы давления газов

Силы давления газов, действующие на площадь поршня, для упрощения динамического расчета заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приближенной к оси поршневого пальца. Определяется эта сила для каждого момента времени (угла φ) по действительной индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета (обычно для нормальной мощности и соответствующего ей числа оборотов).

Перепостроение индикаторной диаграммы в развернутую диаграмму по углу поворота коленчатого вала обычно осуществляется по методу проф. Ф.А. Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строиться вспомогательная полуокружность радиусом R = S/2 (см. рисунок на листе 1 формата А1 под названием «Индикаторная диаграмма в P-S координатах»). Далее от центра полуокружности (точка О) в сторону Н.М.Т. откладывается поправка Брикса равная Rλ/2. Полуокружность делят лучами из центра О на несколько частей, а из центра Брикса (точка О) проводят линии параллельные этим лучам. Точки полученные на полуокружности, соответствуют определенным лучам φ (на рисунке формата А1 интервал между точками равен 30⁰). Из этих точек проводятся вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы, и полученные величины давлений сносятся на вертикали

соответствующих углов φ. Развертку индикаторной диаграммы обычно начинают от В.М.Т. в процессе хода впуска:

а) индикаторную диаграмму (см. рисунок на листе 1 формата А1), полученную в тепловом расчёте, развёртывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса;

Ппоправка Брикса

, (2.6)

где Ms - масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме;

б) масштабы развёрнутой диаграммы: давлений Мр = 0,033 МПа/мм; угла поворота кривошипа Мф = 2 гр п к. в. / мм;

в) по развёрнутой диаграмме через каждые 10 ⁰ угла поворота кривошипа определяются значения Δр_г и наносятся в таблицу динамического расчёта (в таблице значения даны через 30 ⁰ ):

г) по развернутой диаграмме через каждые 10⁰ следует учесть, чтодавление на свернутой индикаторной диаграмме отсчитывается от абсолютногонуля, а на развёрнутой диаграмме показывается избыточное давление надпоршнем

, МН/м² (2.7)

Следовательно, давления в цилиндре двигателя, меньшие атмосферных, на развёрнутой диаграмме будут отрицательными. Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала - считаются положительными, а от коленчатого вала - отрицательными.

.2.2.1 Сила давления газов на поршень Р_г, Н

Р_г = (р_г - р₀)F_П·•10⁶ Н, (2.8)

где F_П выражена в см ² , а р_г и р₀ - в МН /м ² , [2].

Из уравнения (139, [2]) следует, что кривая сил давления газов Р_г по углу поворота коленчатого вала будет иметь тот же характер изменения, что и кривая давления газов Δр_г.

.2.3 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

По характеру движения массы деталей кривошипно-шатунного механизма можно разделить на массы, движущихся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна), массы, совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна): массы, совершающие сложное плоско-параллельное движение (стержень шатуна).

Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Масса поршневой группы не считается сосредоточенной на оси

поршневого пальца в точке А [ 2, рисунок 31, б].

Масса шатунной группы m_Ш заменяется двумя массами, одна из которых m_ШП сосредоточивается на оси поршневого пальца в точке А - а другая m_ШК - на оси кривошипа в точке Б Величины этих масс определяются из выражений:

, кг; (2.9)

, кг, (2.10)

где L_ШК - длина шатуна;

L,_MK - расстояние от центра кривошипной головки до центра тяжести шатуна;

L_ШП - расстояние от центра поршневой головки до центра тяжести шатуна

С учётом диаметра цилиндра- отношения S/D двигателя с рядным расположением цилиндров и достаточно высокого значения р_г устанавливается масса поршневой группы (поршень из алюминиевого сплава) т_П = m_j

.2.4 Силы инерции

Силы инерции, действующие в кривошипно-шатунном механизме, в соответствии с характером движения приведённых масс Р_г, и центробежные силы инерции вращающихся масс К_R (рисунок 32, а; [2]).

Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс

H (2.11)

.2.4.1 Из полученных на ЭВМ расчетах определяют значение силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

 (2.12)

Аналогично ускорению поршня сила Р_j: может быть представлена в виде суммы сил инерции первого Р_j1 и второго Р_j2 порядков

Н (2.13)

В уравнениях (143) и (144), [2] знак минус показывает, что сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению. Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс действуют по оси цилиндра и так же как силы давления газов, считаются положительными, если они направлены к оси коленчатого вала, и отрицательными, если они направлены от коленчатого вала.

Построение кривой силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс осуществляется по методам, аналогичным построению кривой ускорения

поршня (см. рисунок 29, [2]), но в масштабе М_р и М_н в мм, в котором построена диаграмма сил давления газов [1, рисунок 30].

Расчёты Р_J должны производиться для тех же положений кривошипа (углов φ), для которых определялись Δр_г и Δрг

.2.4.2 Центробежная сила инерции вращающихся масс

 (2.14)

Сила К_R постоянна по величине (при ω = const), действует по радиусу кривошипа и постоянно направлена от оси коленчатого вала.

.2.4.3 Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна

 (2.15)

2.2.4.4 Центробежная сила, действующая в кривошипно-шатунном механизме

 (2.16)

2.2.5 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме:

а) суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяются путём алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс. Суммарная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца

P=P_Г+P_J,Н (2.17)

Графически кривая суммарных сил строится с помощью диаграмм

Рг=f(φ) и Р_J = f(φ) (см. рисунок 30, [4]) При суммировании этих двух диаграмм,построенных в одном масштабе М_Р, полученная диаграмма Р будет в том жемасштабе Мр.

Суммарная сила Р , как и силы Р_г и Р_J направлена по оси цилиндрамприложена к оси поршневого пальца.

Воздействие от силы Р передаётся на стенки цилиндра перпендикулярно его оси, и на шатун по направлению его оси.

Сила N, действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра N, Н

 (2.18)

б) нормальная сила N считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала шеек имеет направление, противоположное направлению вращения вата двигателя.

Значения нормальной силы Ntgβ определяют для λ = 0.26 по таблице

[4, с. 40]

в) сила S, действующая вдоль шатуна, воздействует на него и далее передается* кривошипу. Она считается положительной, если сжимает шатун, и отрицательной, если его растягивает.

Сила, действующая вдоль шатуна S, Н

S = P(1/cos β),H (2.19)

От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:

г) сила направленная по радиусу кривошипа К, Н

 (2.20)

д) тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа, Т, Н

 (2.21)

Сила Т считается положительной, если она сжимает щеки колена.

.2.6 Среднее значение тангенциальной силы за цикл

где Р_Т - среднее индикаторное давление, МПа;

F_п - площадь поршня, м;

τ - тактность двигателя-прототипа

2.2.7 Крутящие моменты:

а) по величине д) определяется крутящий момент одного цилиндра

М_кр.ц =Т*R, м (2.22)

Кривая изменения силы Т в зависимости от φ является также и кривой изменения М_кр.ц, но в масштабе

М_м = М_р*R, Н*м в мм

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

б) для двигателя с равными интервалами между вспышками суммарный крутящий момент будет периодически изменяться (i - число цилиндров двигателя):

Для четырехтактного двигателя через О -720 / L град. При графическом построении кривой М_кр (см. лист ватмана 1 формата А1) кривая М_кр.ц одного цилиндра разбивается на число участков, равное 720 - 0 (для четырёхтактных двигателей), все участки кривой сводятся в один и суммируются.

Результирующая кривая показывает изменение суммарного крутящего момента двигателя в зависимости от угла поворот коленчатого вала.

в) среднее значение суммарного крутящего момента М_кр.ср определяют по площади заключённой под кривой М_кр.

 (2.23)

где F₁ и F₂ - соответственно положительная площадь и отрицательная площадь в мм², заключённые между кривой М_кр и линией АО и эквивалентные работе, совершаемой суммарным крутящим моментом (при i ≥ 6 отрицательная площадь, как правило, отсутствует);

ОА - длина интервала между вспышками на диаграмме, мм;

М_м - масштаб моментов. Н • м в мм.

Момент М_кр.ср представляет собой средний индикаторный момент

двигателя. Действительный эффективный крутящий момент, снимаемый с вала двигателя.

 (2.24)

где η_м - механический к. п. д. двигателя

Основные расчетные данные по силам, действующих в кривошипно-шатунном механизме по углу поворота коленчатого вала приведены в приложении Б.

3. РАСЧЁТ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ

.1 Расчет поршня

Основные конструктивные соотношения размеров поршня (принятые

Диаметр цилиндра D - 130 мм;

Ход поршня S •= 140 мм;

Максимальное давление сгорания Р_z - 7,75 МН/м² при n_N - 1750 об/мин:Площадь поршня F_n = 0.0136 м²;

Наибольшая нормальная сила N_max - 0.0092 МН;

Масса поршневой группы m_п = 3.45 кг

Толщина днища поршня δ = (012,..0,20)D = 19,5мм;

Высота поршня Н = (1,1-1,7) D = 175мм;

Высота юбки поршня h_ю = (0,8...1,1) D = 130мм;

Радиальная толщина кольца t = (0,040…0.045)D = 5.2мм;

Радиальный зазор кольца в канавке поршня Δt = 0.8;

Толщина стенки головки поршня s = (0.05...010) D =13мм; Толщина первой кольцевой перемычки h_n = (0.04... 0.07) D = 6,5 мм; Высота кольца а = 3...5 = 4 мм;

Число масляных отверстий в поршне n_м^/ = 6...12 = 10:

Диаметр масляного канала d_м = (0,3,..05)а = 2мм;

Материал поршня - алюминиевый сплав α_п = 25 *10^-6 1/град;

Материал гильзы цилиндра - чугун, α_ц = 11 * 10^-6 1/град.

Рисунок 1 - Расчетная схема поршня

.1.1 Напряжение сжатия в сечении Х-Х

а) площадь сечения Х-Х , F_х-х, мм

, (3.1)

где

,

б) напряжение сжатия σ_сж, МПА

, (3.2)

в) максимальная сжимающая сила Р_г.мах, МН

, (3.3)

.1.2 Напряжение разрыва в сечении Х-Х

а) максимальная угловая скорость холостого хода ω_х.х.мах, рад/с

, (3.4)

б) масса головки поршня с кольцами m_х-х, кг, расположенными выше сечения Х-Х

 (3.5)

в) максимальная разрывающая сила Р_J, МН

 (3.6)

г) напряжение разрыва σ_г, МН/м²

, (3.7)

.1.3 Напряжение в верхней кольцевой перемычке

а) среза τ, МН/м²

 (3.8)

б) изгиба σ_из, МПа

 (3.9)

в) сложное σ_∑, МПа

 (3.10)

3.1.4 Удельное давление поршня на стенку цилиндра Р_е, МПа

 (3.11)

.1.5 Диаметры головки и юбки поршня D_г, мм и D_ю, мм

 (3.12)

 (3.13)

где принято

 (3.14)

 (3.15)

3.1.6 Диаметральные зазоры в горячем состоянии  и , мм

 (3.16)

 (3.17)

где t_ц = 115⁰С, t_r = 220⁰С, t_ю = 140⁰С, приняты с учетом водяного охлаждения двигателя

3.2 Расчет поршневого кольца дизеля

Материал кольца - серый чугун, Е = 1*10⁵ МПа

.2.1 Среднее давление кольца на стенку цилиндра Р_СР, МПа

 (3.18)

где А₀ = 3,5*t = 3,5*5,2 = 18,2 м

.2.2 Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности

Р=Р_ср*μ₁

Ψ, град	0	30	60	90	120	150	180
μк	1,05	1,05	1,14	0,9	0,45	0,67	2,85
р, МПа	0,175	0,175	0,19	0,15	0,075	0,112	0,476

3.2.3 Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии σ_к.из1, МПа

 (3.19)

.2.4 Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень σ_к.из2, МПа

 (3.20)

.2.5 Монтажный зазор в замке поршневого кольца Δ_к, мм

 (3.21)

где  t_k = 205⁰C t₀ = 15⁰C t_ц = 115⁰C

3.3 Расчет поршневого пальца дизеля

В соответствии с предложенными пределами [1] принимаем: наружный диаметр пальца d_п = 50 мм, внутренний диаметр пальца d_в = 29 мм, длину пальца l_п = 110 мм, длину втулки шатуна l_ш = 47 мм, расстояние между торцами бобышек b = 52 мм. Материал поршневого пальца - сталь 12ХНЗА, Е = 2,2*10⁵ МПа. Палец плавающего типа.

.3.1 Расчетная сила, действующая на поршневой палец

а) газовая Р_г.мах, МН

 (3.22)

б) инерционная Р_J, МН

 (3.23)

где

в) расчетная Р, МН

 (3.24)

.3.2 Удельное давление пальца q_ш, МПа на втулку поршневой головки шатуна

 (3.25)

.3.3 Удельное давление пальца q_е, МПа на бобышки

 (3.26)

.3.4 Напряжение изгиба σ_из, МПа в среднем сечении пальца

 (3.27)

Где

.3.5 наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца Δd_П.мах, мм при овализации

 (3.28)

Рисунок 2 - Схема поршневого пальца

3.3.6 Напряжение овализации на внешней поверхности пальца , МПА в горизонтальной плоскости (точки 1, ψ = 0 град)

 (3.29)

в вертикальной плоскости , МПА (точки 3, ψ = 90 град)

, (3.30)

3.3.7 Напряжение овализации , МПа, на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости σ_i0, МПа, (точки 2, ψ = 0 град)

, (3.31)

в вертикальной плоскости , МПА (точки 4, ψ = 90 град)

, (3.32)

Рисунок 3 - Напряжения овализации

4. РАСЧЁТ ШАТУННОЙ ГРУППЫ

.1 Расчет поршневой головки шатуна

Из расчета рабочего цикла имеем:

максимальное давление сгорания Р_Z=7,75 Мпа на режиме n=n_N=1750 об/мин при φ=370⁰;

массу поршневой группы m_п =3,45 кг;

массу шатунной группы m_ш = 4,25 кг:

максимальное число оборотов холостого хода n_ххmax = 1837 об/мин:

ход поршня S=140 мм; площадь поршня F_n= 0,0136м²; λ=0,2б.

Из расчета поршневой группы имеем:

диаметр поршневого пальца d_П = 50мм;

длину поршневой головки шатуна 1_ш = 47мм;

наружный диаметр головки d_r = 70 mm;

внутренний диаметр головки d_в= 56 мм;

радиальная толщина стенки головки  радиальная толщина стенки втулки

Материал шатуна - сталь 40X; E_Ш = 22*10⁵ МН/.м²: α_г = 1• 10^-5 1/град.

Материал втулки - бронза; Е_в = 1,15*10⁵ МН/.м²: α_г = 1,8*10^-5 1/град

4.2 По табл. 44 и 46 [2] для стали 40Х имеем:

а) предел прочности σ_в = 980 МН/м²;

б) предел усталости (выносливости) при изгибе σ_-1 = 420 МН /м²;

в) предел усталости при растяжении-сжатии σ_-1р =ЗОО МН/м^2:;

г) предел текучести σ_Т = 800 МН /м²;

д) коэффициент приведения цикла при изгибе σ_а = 0,23;

е) коэффициент привидения цикла при растяжении-сжатии, а_σ = 0,13.

Рисунок 4 - Схема поршневой головки шатуна

.3 По формулам (185)-(187) [2] имеем:

а) при изгибе β_σ

 и  (4.1)

 и

 и  (4.2)

.3 Расчет сечения I-I

4.3.1 Максимальное напряжение пульсирующего цикла σ_max, МПа

 (4.3)

где m_вг = 0,08т_ш = 0.34 кг- масса части головки выше сечения I-I

4.3.2 Среднее напряжение и амплитуда напряжений σ_mо, МПа

, (4.4)

 (4.5)

где k_σ - эффективный коэффициент напряжений;

 (4.6)

Так как головка не имеет резких переходов, то принимаем:

ε_м = 0,76 - масштабный коэффициент;

ε_П =0,7 - коэффициент поверхностной чувствительности;

.3.2 Запас прочности в сечении I-I определяется по пределу усталости η_σ

 (4.7)

4.4 Напряжение от запрессованной втулки

4.4.1 Суммарный натяг Δ_∑

 (4.8)

где Δ = 0,04мм - натяг посадки бронзовой втулки;

t=110⁰С - средняя температура головки и втулки

4.4.2 Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой р, МПа

 (4.9)

где μ=0,3 - коэффициент Пуансона;

4.4.3 Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки σ_а, МПа

 (4.10)

.4.4 Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки σ_t, МПа

 (4.11)

.5 Расчет сечения А-А на изгиб

4.5.1 Максимальная сила R_JП, Н, растягивающая головку на режиме п=п_N

 (4.12)

.5.2 Нормальная сила N_JO, Н и изгибающий момент М_JO, Н*м в сечении 0-0

 (4.13)

где φ_шз = 115⁰ - угол заделки;

 (4.14)

Н*м

, (4.15)

.5.3 Нормальная сила , Н и изгибающий момент , Н*м в расчетном сечении от растягивающей силы

 (4.16)

, (4.17)

4.5.4 Напряжение на внешней головке от растягивающей силы σ_OJ, МПа

 (4.18)

Где

F_Г = (70-56)47 = 658 мм²,

F_в = (56-50)47 = 282 мм²;

4.5.5 Суммарная сила, сжимающая головку , Н

, (4.19)

.5.6 Изгибающий момент , Н*м, в расчетном сечении отсжимающей силы

 (4.20)

где

N_сж/Р_сж = 0,0018 и М_сж0/Р_сж*r_ср = 0,0006 определены по табл. 56 [2], а

- определены по табл. 57 [2].

4.5.7 Напряжение на внешней головке σ_асс, МПа от сжимающей сил

, (4.21)

4.5.8 Максимальное σ_мах, МПА и минимальное σ_min, МПа напряжения асимметричного цикла

 (4.22)

, (4.23)

.5.9 Среднее напряжение σ_m, МПа и амплитуда напряжений σ_а, МПа

 (4.24)

 (4.25)

, (4.26)

.5.10 Запас прочности n_σ 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 m_п = 3,45 кг;

массу шатунной группы m_ш = m_{шп +} m_шк = 4,25 кг;

ω_ххтах = 192,3 рад/сек; λ = 0,26.

По табл. 58 [1] принимаем:

диаметр шатунной шейки d_шш = 85 мм;

толщина стенки вкладыша t_в = 3,5 мм;

расстояние между шатунными болтами с_б =118 мм:

длина кривошипной головки l_k = 41 мм.

4.6.1 Максимальная сила инерции P_JP, МН

 (4.28)

где m_kp = 0.24m_ш = 1.02 кг

4.6.2 Момент сопротивления W_из, м³ расчетного сечения

 (4.29)

где

r₁ = 0.5(d_ш+2t_в)=0.5(85+2*3.5)=46 мм - внутренний радиус кривошипной головки шатуна

.6.3 Моменты инерции вкладыша J_в, м⁴ и крышки J, м³

 (4.30)

 (4.31)

4.6.4 Напряжение изгиба σ_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 Р_JP = 0,036 МН

По пределам, указанным [1] принимаем:

номинальный диаметр болта d=16мм;

шаг резьбы t=1,5мм;

количество болтов i_б = 2.

Материал - сталь 40ХН.

.7.1 По табл. 44 и 45 [2] для легированной стали 40ХН определяем

а) предел прочности σ_в =1ЗООМПа

б)предел текучести МПа σ_Т = 1150 МПа

в) предел усталости при растяжении-сжатии σ_-1Р = 380 МПа

г) коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии α_С = 0,2

4.7.2 По формулам (185)-(187) [2] определяем

  (4.33)

 

.7.3 Сила предварительной затяжки Р_ПР, МПа

 (4.34)

4.7.4 Суммарная сила, растягивающая болт Р_в, МН

 (4.35)

где χ=0,24.

.7.5 Максимальные σ_мах, МПа и минимальные σ_min, МПа напряжения, возникающие в болте

 (4.36)

где

d_в = d-1.4t = 16-1.4*1.5 = 13.9 мм

4.7.6 Среднее напряжение σ_m, МПа и амплитуда σ_а, МПа цикла

 (4.37)

 (4.38)

 (4.39)

где

к_σ = 1+q*(α_кσ-1) = 4,3

α_кσ = 4,3 определено по таблице 48 [2];

q= 1 определено по рис.75 [2] при σ_в = 1300МПа и α_кσ = 4,3,

ε_м = 0,94 определено по таблице 49 [2] при d = 16 мм,

ε_П ⁼ 0,84 определено по таблице 50 [2] (грубое обтачивание)

4.7.7      Запас прочности болта n_σ 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 φ 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 регулировки затяжки пружины и даже излом ее витков, близких к упорному со стороны штанги.

Снижение требований к точности формы направляющих поверхностей (но не уплотняющего конуса) и увеличение зазора в сопряжении упрощает технологию изготовления и селективной сборки распылителя, что крайне важно в условиях массового производства. Как показывают проведенные исследования, характеристики топливоподачи серийных форсунок с прецизионными распылителями остаются стабильными при увеличении технологического зазора между сопряженными направляющими поверхностями до 10 мкм.

Опасения, что увеличение зазора в сопряжении игла- корпус приведет к нарушению запирания по конической поверхности; не должны распространяться на форсунки, лишенные механических пружин. При гидравлическом запирании игла центрируется в корпусе под действием сил упругости топлива, заполняющего зазор. Как установлено специальными исследованиями силы упругости слоя, зависящего от величины зазора и давления в нем топлива, способны противодействовать достаточно большим радиальным усилиям.

Осуществление запирания иглы в момент пуска двигателя можно также установкой обратного клапана на пути движения топлива в подыгольную камеру распылителя или в ответвление канала для подвода, впрыскиваемого топлива.

5.2 Методика практического расчета ГТС

Несмотря на то, что гидрозапорные топливные системы находят все более широкое распространение в судовых дизелях, до настоящего времени не отработана единая методика для практических расчетов таких систем, в частности для автотракторных дизелей. В данном случае предпринята попытка отработать указанную методику, которая необходима для практических расчетов при переводе автотракторного дизельного двигателя на систему гидрозапорных форсунок.

Весь процесс расчета можно разделить на 3 этапа:

. определение целесообразности применения гидрозапорной топливной системы;

. выбор исходных данных;

. расчет основных параметров и элементов системы.

При определении целесообразности использования гидрозапорных систем учитываются характеристики двигателя и рекомендации, данные в предыдущем параграфе.

Здесь же определяется состав системы гидрозапирания и решается вопрос о монтажной схеме. На этом этапе выбираются геометрические размеры отдельных элементов гидросистемы, диаметр распределительных трубопроводов высокого давления и состав гидросистемы. Расчет гидросистемы ведется после расчета топливоподачи.

Исходными данными для расчета гидросистемы являются:

а) статическое давление начала впрыскивания топлива Р₀ = 17,5 МПа;

б) колебание давления в гидросистеме ΔР_г.к. = 5 кг/см²;

в) геометрические размеры распылителя;

г) среднее давление в камере сжатия в момент начала впрыска топлива;

д) действительный угол впрыска φ_Д и среднее давление впрыска

е) динамическая вязкость топлива в гидросистеме;

ж) геометрические размеры гидросистемы и ее элементов.

.2.1 Статическое давление начала впрыска берется из расчета процесса топливоподачи, а в случае модернизации системы топливоподачи - из паспортных данных двигателя с учетом рекомендованной поправки на изменение усилия затяга пружины по выражению:

 (5.1)

Влияние величины ΔР_г.к. на стабильность процесса топливоподачи и рабочего процесса не исследовалось. Поэтому строгого обоснования этой величины пока нет, и ее приходится выбирать на основании опыта эксплуатации. При этом необходимо учитывать, что при малых значениях ужесточаются требования к узлам системы и усложняется ее конструкция. Слишком большие значения ΔР_г.к. приводят к ухудшению стабильности топливоподачи и рабочего процесса. На основании анализа эксплуатационных данных для форсунок с относительной величиной нижней дифференциальной площади δ ‹ 0,5 колебания давления в гидросистеме можно принять

ΔР_г.к.≈ 3кг/см². Для форсунок с δ › 0,50 рекомендуемая величина ΔР_г.к должна лежать в пределах 3-5 кг/см². Здесь рекомендации даны на основе анализа зависимости Р₀ = f(Р_г). При этом величина

δ = , у выполненных распылителей составляет 0,32 - 0,82.

Рекомендуемые величины колебания давлений в гидросистеме использовались на практике. Если оценивать приемлемость этих величин ΔР_г.к по стабильности рабочего процесса на различных режимах работы двигателя и по влиянию на нагарообразование в цилиндрах, то они вполне оптимальны, что подтверждается опытом систем гидрозапорных форсунок на судовых двигателях.

Остальные исходные данные берутся на основе опытных параметров системы топливоподачи, монтажные схемы системы гидрозапирания и для выбранного состава гидросмеси.

Расчету подлежат давления гидросмеси, объемы элементов гидросистемы, обеспечивающие заданную величину колебаний давления, и количество гидросмеси, необходимое для поднятия давления в гидросистеме от нуля до минимально необходимой величины.

Давление гидросмеси определяется для номинального режима Р_{г ном} .

Определение Р_{г ном} производится либо по упрощенным формулам (5.2.1) или (5.2.2) без учета противодавления среды в камере сжатия, (

) (5.2.1)

или если считать, если считать что наружный диаметр пояска уплотнения d₀ равен диаметру корпуса иглы d_k , то,

 (5.2.2) (давление в гидрополости).

Рисунок 6 - Схема иглы распылителя

d₀ - наружный диаметр уплотняющего пояска к корпуса иглы либо с учетом этого противодавления по формуле (4)

, (5.2)

В системах гидрозапирания, так же, как и в топливных, установившийся режим запирания носит волновой характер, и имеются колебания давления.

Волновой характер процесса обуславливается переменной скоростью плунжера насоса гидросмеси, работой игл форсунок и перепускных клапанов, а также сжимаемостью гидросмеси и упругостью материала каналов высокого давления. Причиной колебания давления в гидросистеме являются пульсирующая подача гидросмеси одноплунжерным насосом и насосное действие игл (при подъеме и посадки) при наличии практически постоянного расхода гидросмеси через форсунки. Возникновение этих двух явлений в ряде моментов взаимосвязано.

Снижение волнового характера запирание игл достигается за счет привода плунжера гидронасоса от эксцентриковой шайбы, уменьшение разовой подачи гидросмеси и установки экранирующих устройств у форсунок и регулирующих устройств. В качестве экранирующих устройств, служат щелевые фильтры, устанавливаемые в штуцер гидрополости. У регулирующих устройств можно с этой целью устанавливать специальные дроссельные шайбы.

Для поддержания равенства подачи к форсункам и расхода через них гидросмеси на заданном уровне в системе предусматривается регулирующее устройство. Как отмечалось ранее, в зависимости от принципа действия этого устройства подача насосом может либо превысить расход через форсунки, либо быть равной ему, во всех этих случаях регулирующее устройство должно обеспечивать снижение не только колебаний давления, но и волновых явлений.

Но поскольку подача насосом пульсирующая, а расход через форсунки постоянный, то утечка гидросмеси через форсунки будет происходить за счет снижения аккумуляции ее в гидросистеме при падении давления в период между подачами. Чем больше объем системы, тем меньше будут колебания в нем между подачами. Таким образом, задавшись допустимой величиной колебаний давления в гидросистеме ΔР_г.к , подсчитав общий расход гидросмеси с учетом возможных потерь (ΔV_г) и приравняв его к разовой подачи насоса (ΔV_н), можно определить общий объем гидросмеси (V_г). Но объем системы будет меняться из-за насосного действия игл форсунок. Поэтому будет удобно локализовать насосное действие игл форсунок местным объемом (в форсунке). Наличие этого объема и экрана (щелевого фильтра) у форсунки в значительной степени локализует и гасит волновые явления, возникающие от работы иглы.

Следовательно, снижение заданного колебания давления в самой гидросистемы удобно обеспечить созданием соответствующего ее объема, рассчитанного по действительной разовой подаче насоса (ΔV_н), а эти же колебания в полости гидрозапирания форсунки - объемом этой полости, рассчитанным по насосному действию иглы (ΔV_и).

.2.2 Общий объем гидросистемы может быть определен по формуле:

 (5.3)

ΔV_н = 0,108.

где ΔV_н - действительная разовая подача насоса, т.е. цикловая подача;

α_сж.П - приведенный коэффициент сжимаемости топлива, учитывающий упругость материала распределительных трубопроводов.

Если пренебречь упругостью материала распределительных трубопроводов, то по [5] имеем

 (5.4)

где α_сж.г. - коэффициент сжимаемости гидросмеси. В нашем случае гидросмесью является дизельное топливо. (для быстроходных дизелей малой мощности);

Α_сж.г. = 7*10^-5 см²/кг;

ΔР_г.к = 5 кг/см² - величина колебаний давления в гидросистеме.

При этом необходимо учитывать следующее:

1)  если объем принятой системы гидрозапирания (ΔV_г.с.) равен или

больше полученного объема V_г, то устройство дополнительного объема не требуется.

В нашем случае объем системы гидрозапирания равен 16 см³, поэтому принимаем второе условие.

) если V_г.с < V_г, то для обеспечения заданного колебания давления в системе необходимо предусматривать устройство дополнительного объема, который будет являться аккумулирующим объемом.

.2.3 Объем аккумулятора равен V_ак, см³

V_ак = V_г - V_{г.с ,} или  (5.5)

Место установки гидроаккумулятора - ближе к насосу гидросмеси. При малых размерах гидросистемы и объемах гидрополостей форсунок, например, на маломощных высокооборотных дизелях объем V_г.с можно не учитывать по [5].

Тогда

, (5.6)

V_ак = V_г.с = 310 см³,

 (5.7)

 см³

.2.4 Объем жидкости, вытесняемый иглой равен:

 (5.8)

.2.5 Следовательно, объем гидрополости форсунки, необходимый для удовлетворения поставленного условия, определяется по выражению:

 (5.9)

При этом принимается, что истечение из гидрополости в систему во время движения иглы отсутствует.

Определение количества гидросмеси, необходимого для поднятия давления в гидросистеме от нуля (атмосферного давления) до минимально допустимой величины, требуется для уточнения способа приведения системы в рабочее состояние, при котором производится достаточно качественный впрыск и легкий пуск двигателя.

5.3 Расчет на прочность аккумулятора

V_ак = 310 см³

Рисунок 7 - Расчетная схема гидроаккумулятора

Стальной цилиндр с внутренним радиусом r_в = 35 мм и наружным r_н = 45 мм подвергается внутреннему давлению Р_в = 120 кг/см². Проверим прочность цилиндра по третьей теории прочности при допускаемом напряжении [σ] = 1500 кг/см², так как четвертая теория прочности не обеспечит требуемую толщину стенки.

, (5.10)

,

 (5.11)

С помощью полученных выражений находим

при r = r_в = 3,5 см σ_r = -120 кг/см² σ_θ = 495 кг/см².

при r_м = 4.1 σ_r = -122 кг/см² σ_θ = 775 кг/см².

Проверяем прочность цилиндра в этих точках.

По третьей теории прочности [5 с. 712]

σ₁ - σ₃ ≤ [σ],

σ₁ = σ_θ = 775 кг/см² и σ₃ = σ_з = -122

(775+122) = 897 < 1500

Следовательно, прочность аккумулятора достаточна при толщине стенки 6 мм

5.4 Перепускной (редукционный) клапан

Клапан является в общем случае устройством, предназначенным для управления потоком жидкости путем автоматического изменения рабочего окна под воздействием протекающей через него рабочей жидкости. В нашем случае перепускной клапан используется в основном в качестве регулятора давления гидрозапорной жидкости (топлива).

Характеристика клапана

Качество перепускного клапана оценивается его статической и динамической характеристиками.

Статическая характеристика выражает зависимость между входной и выходной величинами в установившемся режиме при постоянных нагрузках.

Для клапанов такие характеристики обычно выражают зависимость давления Р и перемещение h затвора в функции расхода Q, Р = ƒ (Q) и h = ƒ (Q).

Динамическая характеристика описывает переходной процесс, происходящий в клапане в период перемещения затвора и изменения нагрузки, расхода и т.д.

Расчет клапана для работы в статическом режиме сводится к определению площади рабочего окна, необходимого для прохода через него требуемого расхода Q жидкости при заданном перепаде давления ΔР.

.4.1 Расход жидкости Q и перепад давления ΔР связаны уравнением

, (5.12)

где μ - коэффициент расхода;

f - площадь сечения отверстия;

 - расчетная (теоретическая скорость потока жидкости);

ρ - плотность жидкости - ρ = 0,87*10^-3 г*сек²/см⁴ см. [11 с.102];

β = α = 90⁰.

Рисунок 8

5.4.2 Для конусного затвора средний диаметр щели (рисунок 8) определяют по формуле

 (5.13)

.4.2 В соответствии с [7], текущая площадь проходной щели клапана с конусным затвором равна

, (5.14)

где t - размер щели в сечении;

d - диаметр канала клапана;

D - наружный диаметр конуса седла клапана.

Рисунок 9 - Расчетная схема редукционного клапана

Из расчетной схемы клапана следует, что

d₁ = d_cp - h*sin α и t = h*sin α/2, (5.15)

в соответствии с чем

 (5.16)

где h - высота подъема затвора клапана по его оси;

α - угол при вершине конуса затвора.

Поскольку h значительно меньше d, вторым числом разности можно, в особенности при небольших подъемах, пренебречь, в результате получим упрощенное выражение:

 (5.17)

.4.3 Расхода через клапан Q, г/с

 (5.18)

.4.4 Коэффициент расхода

, (5.19)

где ε - коэффициент сжатия топлива в отверстии = 0,62. см [8]

φ - коэффициент скорости

, (5.20)

где ξ - коэффициент сопротивления = 0,13

 (5.21)

где μ = 0,62*0,945 = 0,585 принимаем μ = 0,6.

5.5 Расчет гидравлической характеристики распылителя

Высказанные выше положения о необходимости сокращения подготовительного времени для решения различных задач по расчету процесса топливоподачи имеют непосредственное отношение и гидравлическим характеристикам распылителей, представляющим величину суммарного эффективного сечения сопловых отверстий распылителя в функции подъема иглы форсунки. Гидравлические характеристики распылителей обычно определяют экспериментальным путем на проливочных стендах, для чего требуется специальное оборудование. Помимо предварительных экспериментальных исследований, которые, строго говоря, не могут предшествовать расчету при создании новой топливной аппаратуры, некоторую сложность процесса конкретного расчета создает также принятая форма табличного задания гидравлической характеристики распылителя. В связи с этим актуально аналитическое определение гидравлических характеристик, благодаря чему более вероятно рациональное решение основной задачи выбора оптимальной конструкции топливной аппаратуры.

Рассматривая обобщенную схему распылителя (рисунок 10), нетрудно заметить, что на первой фазе подъема иглы доминирующее гидравлическое сопротивление определится кольцевым проходным сечением под конус иглы, а в обще сопротивление может быть определено суммой гидравлических сопротивлений под конус иглы и сопловых отверстий (с учетом центрального канала, если он имеется).

Рисунок 10 - Расчетная схема распылителя

Для вывода искомых зависимостей исходным служит условие равенства секундных расходов топлива через указанные места сопротивлений [9]

Q_c = Q, (5.22)

где

 - расход топлива через сопловые отверстия;

 - секундный расход топлива через распылитель,

где μ_с = 0,6 - коэффициент истечения сопловых отверстий распылителя по данным [9];

f_c - площадь поперечного сечения одного соплового отверстия;

n - число сопловых отверстий;

Р₂ - фактический перепад давления, под действием которого происходит истечение топлива через сопловые отверстия;

Р_пр - давление проливки;

g - ускорение силы тяжести;

μ - суммарный коэффициент расхода сопловых отверстий распылителей, численно равный 0,5-0,65 исходя из конструктивных данных распылителя по[9].

.5.1 Площадь поперечного сечения одного соплового отверстия

 (5.23)

 мм²

5.5.2 Поскольку Q = Q_и = Q_c, а Р_пр = Р₁ + Р₂, кг/см² то с учетом выражений (Qc; Q) можно показать, что

 (5.24)

 кг/см²

Р₁ = Р_пр - Р_2, (5.25)

Р₁ = 50-2,296 = 47,704 кГ/см².

.5.3 Расход топлива через сопловые отверстия Q_c, г/с

 (5.26)

 г/с

5.5.4 Секундный расход топлива через распылитель Q, г/с

 (5.27)

г/с

По результатам расчета видно что, условие равенства секундных расходов топлива через указанные места выполняется, а, следовательно, искомые величины найдены, верно.

двигатель цикл гидрозапорный система

6. МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЕ ЭКСПЕРИМЕНТА

6.1 Измерительная и регистрирующая аппаратура

Согласно методике экспериментального исследования в процессе испытаний проводилась оценка основных параметров.

Нагрузка двигателя осуществлялась электрическим тормозом. Момент на валу двигателя измерялся весовым устройством ВКМ-57.

Pi = 0.121 ( P_Т + Р_прок ), кг/см², (6.1)

где: Р_Т - показания весового устройства при работе двигателя на заданном режиме;

Р_прок - показания весового устройства при прокручивании двигателя от электрического тормоза.

Показатели рабочего процесса определялись по известным формулам.

Аппаратура для измерения расхода топлива основана на, известном в практике испытаний, весовом способе. Расход топлива определялся по замеру времени, в течении которого подавалась в цилиндр двигателя заданная весовая доза топлива. С этой целью повышения точности и степени достоверности результатов измерения расхода топлива на каждом режиме работы замерялся не менее трех раз.

Расход воздуха замерялся с помощью объемного расходомера, конструкция и принцип действия которого основаны на регистрации мгновенного расхода воздуха в м³/час. Расходомер выполнен на базе метереологического прибора М-47 и протарирован с использованием ротационного газового счетчика типа РС при различных атмосферных условиях.

Частота вращения коленчатого вала двигателя регистрировалась электрическим тахометром с точностью измерения 10 об/мин. Контрольные замеры частоты вращения вала производились тахометром часового типа. Температура воды и масла, давление масла и топлива в системах замерялись стандартными дистанционными термометрами и манометрами, в соответствии с ГОСТ 8508-73.

Для замера температуры отработавших газов применялись хромель-алюмелевые термопары с открытым горячим спаем. Термопары устанавливались в выпускные окна головки цилиндров на глубину 50 мм от полости головки. Регистрация температуры отработавших газов осуществлялась с помощью электронного потенциометра типа ЭППО9-3М класса 0,5. Температура топлива определялась с помощью хромель-капелевой термопары, установленной в П-образном канале головки топливного насоса.

Контроль протекания рабочего процесса в цилиндрах двигателя осуществлялся путем индицирования давления в 4-ом цилиндре дизеля с помощью стробоскопического индикатора МАИ-2. Четвертый цилиндр для индицирования был избран из соображений наиболее рационального размещения индикаторного канала. При перепарировании головки оказалось наиболее целесообразно и доступно выполнить индикаторный канал, входящий непосредственно в камеру сгорания, только в четвертом цилиндре.

Ход иглы распылителя форсунки регистрировался индуктивным датчиком - проставкой.

Несколько своеобразно решался вопрос регистрации давления у форсунки. Учитывая сложность размещения датчиков под крышкой, была предложена следующая конструкция, чертежи рабочих элементов которых приведены на листе № 8.

Датчик с наклеенными решетками устанавливался сферическим наконечником в гнездо в штуцере форсунки. Соотношение размеров опорной рамки, болта, датчика выбирались из условия надежности, уплотнения и вписываемости в пространство под крышкой клапанов.

В качестве усилителя в опытах использовалась тензометрическая станция УТСI - ВТ - 12 с несущей частотой 35 кГц. Все измеряемые величины записывались на ленту шлейфного 12-ти канального осциллографа Н-115. Выбор гальванических шлейфов, скорость протяжки ленты осциллографа производилась из условия получения достоверной картины исследуемого процесса и удобства обработки осциллограмм.

6.2 Нагрузочная и скоростная характеристики

Нагрузочной характеристикой дизеля называют зависимость расхода топлива и других параметров рабочего процесса двигателя от нагрузки, т.е. от его мощности Ne, или среднего эффективного давления Ре, или крутящего момента Ме при постоянном числе оборотов коленчатого вала (n = const).

Скоростной характеристикой дизеля называют зависимость мощности Ne, крутящего момента Ме, средне эффективного давления Ре, часового G_T и удельного g_e, расхода топлива, а также других показателей рабочего процесса от изменения числа оборотов двигателя, полученную при постоянном положении рейки топливного насоса.

Такие характеристики, полученные при различных, но постоянных оборотах двигателя, позволяют устанавливать в зависимости от нагрузки для каждого скоростного режима часовой и удельный расход топлива, определить минимальный удельный расход топлива g_emin, и допустимую придельную подачу топлива на цикл.

После прогрева двигателя одновременным плавным регулированием подачи топлива, перемещением рейки и числа оборотов, регулировкой тормоза выводят двигатель на максимальное значение крутящего момента при выбранном скоростном режиме. Полученный режим работы, очевидно, будет соответствовать максимальной мощности двигателя при заданном числе оборотов.

Через некоторое время, достаточное для стабилизации теплового состояния и скоростного режима двигателя, после корректировки числа оборотов, производят замеры: крутящего момента Ме или усилия на весах тормоза Р_вес, времени τ расхода заданной дозы топлива ΔG_T, расхода воздуха ΔV и числа суммарных оборотов Δn за время τ, а также температур воздуха, отработавших газов, воды и масла. Далее переходят к следующему режиму, уменьшая цикловую подачу топлива перемещением рейки топливного насоса и одновременно поддерживая регулировкой тормоза прежнее заданное число оборотов. После стабилизации теплового состояния и скоростного режима производят необходимые замеры. Так, последовательно уменьшая цикловую подачу топлива и сохраняя постоянным заданное число оборотов двигателя, получают 6-8 точек характеристики. В области нагрузки от Ne_max до 60% Ne замеры производим более часто, т.е. при небольшом интервале изменения мощности, с целью более точного выявления зоны минимального удельного расхода топлива. Минимальные нагрузки обычно ограничиваются 15-20% мощности на данном скоростном режиме.

Для полного и наглядного анализа полученных результатов определяем величины η_М и η_i. Для этого условную мощность механических потерь двигателя N_M определяем методом прокручивания его от электротормоза. Величина механических потерь в дизеле с некоторым приближением может быть принята постоянной для всего диапазона изменения нагрузки.

После записи результатов всех замеров в протокол, подсчет величин Ne, Pe, G_T, G_В, g_e, η_v и α производим по соответствующим формулам.

Экспериментальные точки на графиках (лист № 9), полученные в результате непосредственного измерения, или точки основного исследуемого параметра, как-то: Ме, Ре, G_T, G_В, ΔР_К и др. обводим кружками или обозначаем другими значками и соединяем плавной кривой по лекала. Кривая должна корректировать произведенные замеры и отображать действительное протекание процесса, поэтому экспериментальные точки замеров, вследствие отклонения режима от заданного и случайных ошибок измерений, могут лежать не непосредственно на кривой, а вблизи от нее.

При подсчете произвольных величин, такие как Ne, g_e, η_v, α и др. в соответствующие формулы подставляем значения замеряемых величин, взятые по координатам точек, лежащих на скорректированных кривых, построенных ранее по результатам замеров.

В этом случае точки на кривых производных величин какими-либо значками не выделяются. Образцы графиков с соблюдением ГОСТа приведены на листе 9.

6.3 Основные расчетные формулы по [12]

6.3.1 Число оборотов n коленчатого вала

 [об/мин], (6.2)

где Δn - количество оборотов по суммарному счетчику за время замера в об;

τ - продолжительность замера в сек.

.3.2 Эффективный крутящий момент двигателя Ме, Н*м

[Н*м] (6.3)

где Р_вес - усилие на динамометре тормоза в Н;

l_T - плечо тормоза в м, l_T = 0,7162 м.

.3.3 Среднее эффективное давление Ре, кг/см² (для четырехтактных двигателей,)

[кг/см²], (6.4)

где V_h - рабочий объем всех цилиндров (литраж двигателя)

для Д-440 V_h = 7,43 л.

.3.4 Эффективная мощность двигателя Ne

[л.с.] (6.5)

.3.5 Часовой расход топлива

[кг/час], (6.6)

где ΔG_T - вес дозы топлива, израсходованного за время измерения, в г.

.2.6 Удельный эффективный расход топлива g_e, [г/л.с.ч]

[г/л.с.ч] (6.7)

.3.7 Часовой расход воздуха G_В, кг/час

[кг/час] (6.8)

где ΔV - объем воздуха в м³, израсходованный двигателем за время измерения;

γ_в - удельный вес воздуха при испытании.

[кг/м³] (6.9)

где В₀ - барометрическое давление воздуха при испытании в мм. рт. ст.;

t₀ - температура воздуха в ⁰С перед входом в расходомер.

.3.8 Коэффициент наполнения η_v

 (6.10)

.3.9 Коэффициент избытка воздуха α

, (6.11)

где l₀ - количество воздуха в кг, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива.

Среднее значение l₀ принято для дизтоплива l₀ = 14,3 [кг/кг топл]

В формулах (6.5), (6.7), (6.10), (6.11) представляются скорректированные значения величин Ме, G_T, G_В, полученные из графиков.

6.3 Расчет топливной аппаратуры

Расчету топливной аппаратуры дизелей посвящено много работ, большинство из которых базируется на упрощенных методиках. Задача подобных методик, прежде всего, заключается в выборе конструктивных элементов топливного насоса высокого давления и форсунки, что позволяет в первом приближении получить заданными техническими условиями на проектировании общие параметры топливоподачи. Существуют также более сложные и точные методики гидродинамического расчета процесса топливоподачи, основанные на системах дифференциальных уравнений, решаемых с применением ЭВМ. Такие методики допускают решение некоторых практических задач, однако, по уровню современных требований их цель, в конечном счете - поиск необходимых размеров важнейших конструктивных элементов аппаратуры по заданным параметрам топливоподачи.

Это приводит к необходимости разработки комплексной методики расчета, по - возможности исключающей недостатки существующих и обеспечивающей оперативный выбор исходных данных топливной аппаратуры (без предварительного эскизно-технического проектирования) в процессе расчета параметров подачи на ЭВМ. Использование ЭВМ для расчетов процесса впрыска, в частности, предусматривает задание гидравлических характеристик форсунок и характеристик движения плунжера топливного насоса (профиля топливного кулачка). Это не вызывает особых затруднений при расчете процесса впрыска уже существующих систем топливоподачи, но тем не менее не соответствует поставленной задаче создание новых конструкций топливной аппаратуры.

Однако конструирование более или менее точной электрической модели процесса впрыска представляет большие трудности, а моделирующие схемы, собранные из готовых функциональных блоков стандартных моделирующих машин, дают менее точные результаты, чем ЭЦВМ.

.3.1 Критериальные методы расчета топливной аппаратуры

В основу критериальных методов расчета топливной аппаратуры положен принцип сравнения гидродинамических подобных систем впрыска. Эти методы дают весьма приближенный результат и применяются ограниченно.

При использовании теория гидродинамического подобия, разработанной Б.А. Сифманом, применительно к системам топливоподачи обычного типа с плунжером-золотником можно составить выражение для безразмерных критериев, равенство которых определяет идентичность характера процесса впрыска геометрически подобных систем топливоподачи.

 (6.12)

 (6.13)

 (6.14)

В этих выражениях: f_П - площадь поперечного сечения плунжера топливного насоса; f_c - суммарное проходное сечение сопловых отверстий распылителя; С_м - средняя скорость плунжера на участке геометрического полезного хода; ρ_т - плотность впрыскиваемого топлива; Р_i - избыточное давление открытия иглы (давление затяга пружины иглы форсунки за вычетом давления в камере сгорания дизеля в конце сжатия); β - коэффициент сжимаемости топлива; V - средний объем системы высокого давления за период впрыска; h_Г - геометрический полезный ход плунжера; q_отс - отсасывающий объем нагнетательного клапана.

Численные значения критериев соответствуют определенному характеру относительного изменения отдельных параметров и показателей впрыска (давление и продолжительность впрыска, подъем иглы форсунки, характеристики топливоподачи).

.3.2 Упрощенный метод расчета топливной аппаратуры

В основу рассматриваемого метода положены аналитические соотношения, связывающие основные геометрические размеры и кинематические характеристики плунжерной пары, а также проходные сечения распылителя с параметрами двигателя на базе существующих норм. Данный метод расчета прост и сравнительно точен, в связи, с чем он может быть использовании при разработке новой и модернизации существующей топливной аппаратуры насоса.

В этом случае исходным служит выражение для единичной производительности q_ц, г/цикл плунжерной пары за ход впрыска

 (6.15)

 г/цикл

где N_ец - номинальная мощность цилиндра двигателя, обеспечиваемая

плунжерной парой;

g_e - удельный расход топлива двигателем;

n_k - номинальная частота вращения кулачкового вала.

.3.2.1 Диаметр плунжера в зависимости от требуемой единичной производительности определяется из соотношения

 (6.16)

где h_Г - геометрический полезный ход плунжера; h = 10 мм по конструктивным данным топливного насоса

γ_Т - удельный вес топлива; примем 0,85г/см³

η_v - коэффициент подачи топлива насоса.

Примем m₁ = 1, так как d_п / h_Г = 1 мм

Значение коэффициента подачи η_υ для номинального режима работы топливной аппаратуры из расчета равен 0,8124. Строго говоря, этот коэффициент есть функция многих переменных и, кроме общей конструкции топливной аппаратуры, зависит от диаметра и геометрического полезного хода плунжера, частоты вращения кулачкового вала насоса, конструкции нагнетательного клапана, способа регулирования подачи и т. д.

.3.2.2 Геометрический полезный ход плунжера, обеспечивающий необходимую производительность плунжерной пары

 (6.17)

= 0,01 м

При проектировании плунжерной пары расчетную величину h_г следует принимать с запасом в 25-30% по [9], для узаконенной перегрузки двигателя и компенсации износа плунжерной пары в эксплуатации.

В связи с этим

 (6.18)

 мм

При определении полного хода плунжера h_n, кроме указанного запаса производительности, следует принимать во внимание условия обеспечения наполнения надплунжерного объема топливом и необходимость отсечки топлива при еще достаточных скоростях плунжера. С учетом этого полный ход плунжера золотникового типа не может быть менее двукратной величины полезного геометрического хода. Таким образом, имея золотниковое регулирование,  принимаем 3 (дизель с 25% наддува).

.3.3 Полный ход плунжера h_П, м

, (6.19)

мм = 0,03 м

.3.4 Геометрическая продолжительность впрыска φ , ⁰

, (6.20)

где φ_к - фактическая продолжительность впрыска по углу поворота

кулачкового вала - φ_к = 12⁰

6.3.5 Средняя скорость плунжера топливного насоса С_м, м/с, гарантирующая получение заданной продолжительности впрыска имеет вид

, (6.21)

.3.6 Суммарное сечение распылителя f_c, см² в первом приближении можно производить по выражению

, (6.22)

 см²

где значение безразмерного критерия N следует принимать в пределах 1,8-2,2. Меньшие значения N соответствуют более напряженным условиям работы топливной аппаратуры по частоте вращения и давлению впрыска.

Окончательное эффективное сечение сопловых отверстий распылителей µf_с, диаметр и число сопловых отверстий выбирается в процессе доводки рабочего процесса конкретного дизеля, µ - суммарный коэффициент расхода сопловых отверстий распылителя - µ = 0,6

6.5 Расчет профиля кулачка топливного насоса

Расчет профиля кулачка включает выбор основных геометрических размеров профиля, гарантирующих нормальную работу аппаратуры. Подобные расчеты имеют самостоятельное значение при проектировании топливной аппаратуры

В принципе выбор профиля базируется на предшествующих расчетах плунжерной пары топливного насоса и исходит из очевидной однозначности координат профиля при заданном законе изменения скорости плунжера.

R₀ - Радиус начальной окружности профиля кулачка топливного насоса;

r₀ - радиус ролика толкателя плунжера;

ω_к - номинальная угловая скорость вращения кулачкового вала

 м/с².

Рисунок 11 - Кинематическая характеристика движения плунжера топливного насоса для расчета профиля кулачка (трапецеидальный закон изменения скорости плунжера)

С учетом того, что φ₁ + φ₂ = - φ_Г , после несложных преобразований можно получить окончательные расчетные выражения

 , (6.23)

по которым и определим среднюю скорость плунжера и угол подъема профиля кулачка топливного насоса:

,

м/с,

Очевидно, что рассчитываемый профиль кулачка надлежит проверить по величине создаваемых им ускорений плунжера. При условии постоянства и равенства по абсолютной величине положительных и отрицательных ускорений плунжера ω соответственно на участках движения плунжера φ₁ и φ₂, (φ₁ = φ₂ = 20,56⁰).

 (6.24)

Откуда

, или  (6.25)

Допускаемые ускорения плунжера ω_доп для высокофорсированных дизелей достигают 500 м/сек² и более.

 м/с².

6.5.1 В результате математических преобразований определяем максимальную скорость плунжера

, (6.26)

.5.2 При условии равенства фактической площади трапеции некоторой условной площади, характеризуемой неизменной средней скоростью С_х, м/с плунжера на протяжении полного его подъема, получим

, (6.27)

 м/с

6.5.3 Исходным для расчета плунжерной пружины, которая должна обеспечивать неизменный контакт ролика толкателя с профилем топливного кулачка, служит ускорением ω₂, м/с², соответствующее нисходящей ветви скорости,

, (6.28)

 м/с²

Что не отличается от раннее посчитанного значения ω₁, следовательно кинематическая характеристика плунжера построена правильно.

6.5.4 Так, после соответствующих преобразований отношение средних расчетных скоростей плунжеров составит

, (6.29)

7. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

7.1 Определение экономической эффективности применения в дизелях форсунок с гидравлическим запиранием

Опыт эксплуатации форсунок с гидравлическим запиранием выявил следующие их преимущества по сравнению с серийными механическими форсунками. Сокращаются трудозатраты тракториста при обслуживании двигателя в период эксплуатации за счет значительного увеличения сроков между переборками и ремонтом форсунок. Сокращается объем и трудоемкость работ при моточистке двигателей. Увеличивается срок службы прецизионных пар форсунок. Достигается экономия топлива благодаря некоторому улучшению процессов сгорания и некоторая экономия эксплуатационных расходов трактора вследствие сокращения ремонтного времени на моточистку двигателя. Двигатель получает возможность работать на сернистых и обводненных сортах топлива на распылителях, имеющие повышенные диаметральные зазоры иглы и направляющей. Обеспечивается более равномерная нагрузка двигателя по цилиндрам. Снижается минимально-устойчивое число оборотов двигателя.

На основании этих преимуществ, по аналогии с работой серийных механических форсунок, можно произвести экономический расчет эффективности применения новой топливной системы дизеля.

Подсчет годового экономического эффекта Э, по расчету, представленному в [14], от внедрения новой системы форсунок следует производить как сравнение эксплуатационных расходов до, и после модернизации топливной аппаратуры двигателя:

Э = С_с - С_н - ЕК_д, тг.,

где С_с - эксплуатационные расходы до установки новой системы по изменяющимся статьям, тг.;

С_н - эксплуатационные расходы после установки новой системы по изменяющимся статьям, тг.;

К_д - дополнительные капитальные затраты на изготовление и монтаж новой системы, тг.;

Е - нормативный коэффициент сравнительной эффективности капитальных затрат, равный 0,15 по данным [14].

Основные статьи эксплуатационных расходов до и после модернизации топливной аппаратуры двигателя, необходимые для расчета: стоимость расходуемого топлива; расходы на замену прецизионных пар форсунок; расходы на переборку и ремонт форсунок; расходы на моточистку двигателя, а также дополнительные расходы на гидросмеси, на амортизацию и ремонт этой системы.

После установки системы с гидрозапорными форсунками на двигатель удельный расход топлива снижается на 1-3% в связи с более четким подъемом иглы распылителя, стабилизацией работы форсунок и повышением равномерности подачи топлива за периоды между их переборками и ремонтом.

7.1.1 Стоимость расходуемого топлива до и после модернизации и , тг, можно определить

 (8.1)

, (8.2)

где  г/кВтч и г/кВтч - удельные расходы топлива соответственно до и после модернизации - по данным расчета рабочего цикла;

N_cp = 80 кВт - средняя эффективная мощность двигателя;

t_cp = 960 ч/год - среднее количество часов работы двигателя в год - по данным преддипломной практики;

С_Т = 43000 тг - стоимость 1т топлива - по данным предприятия, тг.

тг

тг

Расходы на замену прецизионных пар форсунок определяются в зависимости от срока службы распылителей.

Опыт эксплуатации форсунок с гидравлическим запиранием в различных условиях показал, что, отработав 6-8 тыс. часов, они продолжают эксплуатироваться и находятся в нормальном техническом состоянии, поэтому для расчета можно принять срок службы прецизионных пар форсунок 10 тыс.ч.

.1.2 Затраты на замену прецизионных пар форсунок до и после модернизации  и , тг, из расчета на год

 (8.3)

, (8.4)

где С_ф = 300 тг. - стоимость изготовления (приобретения) прецизионной пары форсунок - по данным преддипломной практики, тг.;

z = 4 - количество форсунок на двигателе;

 и  - срок службы прецизионных пар форсунок до и после модернизации, ч.

Если при механическом запирании игл срок между переборками форсунок составляет 250-500 ч., то при гидравлическом запирании он составит не менее 1500-2000 ч.

Поскольку сроки между переборками форсунок с гидравлическим запиранием достигают сроков между моточистками целесообразно в расчетах принимать срок между переборками форсунок, равным сроку между моточистками двигателя.

Практически трудоемкость ремонта форсунки с гидравлическим запиранием составляет 80% от трудоемкости ремонта серийной, что и следует принимать в расчетах.

.1.3 Затраты на переборку и ремонт форсунок до и после модернизации  и , тг, из расчета на год можно определить

 (8.5)

, (8.6)

где  и  - трудоемкость переборки и ремонта одной форсунки до и после модернизации, чел.*ч: ;

 и  - срок между переборками форсунок до и после модернизации, ч;

П₁ = 140 средняя часовая тарифная ставка слесаря, производившего переборку и ремонт форсунок, тг.;

П₁ = Т_ст1*k₄; (8.7)

, (8.8)

где к = 2,5 - коэффициент перевода минимальной заработной платы установленной законодательно (руководителем) - по материалам предприятия;

к₄ = 1,24 - тарифный коэффициент IV разряда по единому тарифному квалификационному справочнику;

ЗП_min - минимальная заработная плата в тг., установленная законодательством на 01.01.05г.;

F_эф = 1860 - эффективный (действительный) годовой фонд времени, определен из таблицы 2.

Таблица 2

Баланс рабочего времени 1 рабочего.

Классификация	Количество дней
Календарный фонд времени, днях: Праздничные дни Выходные дни	365 10 104
Номинальный фонд времени: Плановые и выходные дни Очередные отпуска Учет отпусков: По болезни Выполнение государственных обязанностей	251 24 -  5 1
Количество рабочих дней Продолжительность рабочей смены	227 8
Эффективный (действительный) фонд времени	1860

D = 50%*ЗП_раб =130200 тг/год

- размер дополнительной заработной платы работника к должностным окладам (районный коэффициент, премии и другие доплаты), Принимается по отчету за предыдущий год - по материалам преддипломной практики, тг.

Т_ст4 = 112,90*1,24 = 140 тг, тогда

.1.4 Расчет затрат на моточистку двигателя , тг, производится из условия выполнения этой работы трактористом

 (8.9)

где Т₂ = 0,24 трудоемкость моточистки двигателя, чел.*ч.;

П₂ =140 средняя часовая тарифная ставка тракториста, тг.;

t₃ = 1600 срок между моточистками, установленный заводоизготовителем для данного двигателя, ч.

По данным Дальневосточного пароходства, для расчета принимаем сокращение трудоемкости на 10%.

7.1.5 Затраты , тг, на моточистку модернизированного двигателя можно определить

, (8.10)

Кроме перечисленных изменяющихся статей для отдельных двигателей возможны и иные статьи расхода, зависящие от особенности модернизированного двигателя и его эксплуатации.

Модернизация топливной аппаратуры может изменить сроки переборки отдельных узлов и деталей двигателя, устранить отдельные дефекты, встречающиеся при работе двигателя на фирменных форсунках.

У некоторых четырехтактных двигателей при работе с серийными форсунками на выхлопных клапанах образуется слой нагара. После модернизации топливной системы двигателя этот недостаток был ликвидирован.

В состав прочих расходов могут входить расходы Q₅ с учетом срока службы и замены отдельных деталей или узлов аналогично расходам Q₂ и затраты на переборку и ремонт отдельных узлов и деталей аналогично расходам Q₃.

Расход рабочей смеси , и , зависит от диаметра игл форсунок и количества форсунок на двигателе.

, (8.11)

.

, (8.12)

7.1.6 Затраты , тг., связанные с расходами запирающей жидкости, можно определить

, (8.13)

где С_м = 43000 стоимость 1т смазочного масла;

Р - расход смеси за сутки, т; .

.1.7 Расходы на амортизацию , тг будут

 (8.14)

где А = 20%К_д - норма амортизационных отчислений, %;

К_д = 2950 тг. дополнительные капитальные затраты на по изготовлению и монтажу новой системы на двигатель.

Общая сумма эксплуатационных расходов до и после модернизации двигателя приведены в таблице 4.

Таблица 4

Общие расходы

Статьи расходов	Обозначение расходов
	при штатных форсунках	при гидрозапорных форсунках
Стоимость расходуемого топлива Расходы на замену прецизионных пар форсунок Расходы на переборку и ремонт форсунок Расходы на моточистку двигателя Прочие расходы Расходы по гидросмеси Дополнительные расходы на амортизацию и ремонт Всего эксплуатационных расходов по изменяющимся статьям Экономия эксплуатационных расходов в год на один двигатель	634100 2880 168100 26270 171000  --  Cc = ΣQ--	610900 720 42030 23640 42750 264200 17410  Cи = ΣQ/(Cc - Cн)

.1.8 Экономию эксплуатационных расходов за счет сокращения ремонтного времени на моточистку двигателя С_Д, тг, можно определить

 (8.15)

где К = 0,12 - коэффициент соответствующий сокращении. Трудоемкости моточистки;

Ф =20%405000 - себестоимость трактора на стоянке в ремонте, тг.;

П = 1 - фактическое количество слесарей, производящих моточистку двигателя.

тг

С целью упрощения расчета по определению экономического эффекта от внедрения гидравлически запираемых форсунок можно определить только экономию эксплуатационных расходов за счет сокращения ремонтного времени на моточистку двигателя С_Д. Точнее было бы определить все расходы на стоянке трактора в период моточистки двигателя до его модернизации, включив эти расходы как составную часть в величину С_с и расходы на стоянке трактора в период моточистки двигателя после модернизации - в величину С_н.

Поскольку при расчете годового экономического эффекта величины С_с и С_н являются слагаемыми, то расчетную формулу можно изменить следующим образом:

, (8.16)

.

.1.9 Срок окупаемости капитальных затрат Т, год, на изготовление и монтаж новых форсунок будет

 (в годах), (8.17)

 года

8. ОХРАНА ТРУДА

.1 Закон о безопасности и охране труда

Настоящий закон регулирует общественные отношения в области охраны труда в Республике Казахстан и направлен на обеспечение безопасности, сохранение жизни и здоровья работников в процессе трудовой деятельности, а также устанавливает основные принципы государственной политики в области безопасности и охраны труда.

.2 Права и обязанности работника и работодателя в области безопасности и охраны труда

8.2.1 Права работника на безопасность и охрану труда

Работник имеет право на:

) безопасность и охрану труда;

2)  получение достоверной информации от работодателя о характеристике

рабочего места и территории организации, состоянии условий, безопасности и охраны труда, о существующей угрозе для жизни и здоровья, а также о мерах по его защите от воздействия вредных и (или) опасных производственных факторов;

) рабочее место, защищенное от воздействия вредных и (или) опасных производственных факторов, которые могут вызвать производственную травму, профессиональное заболевание или снижение работоспособности;

4)  обеспечение средствами индивидуальной и коллективной защиты,

специальной одеждой в соответствии с требованиями, предусмотренными законодательством Республики Казахстан о безопасности и охране труда, а также индивидуальными трудовыми и коллективными договорами;

) обращение в уполномоченный орган и его территориальные подразделения о проведении обследования условий, безопасности и охраны труда на его рабочем месте;

) представительное участие в проверке и рассмотрении вопросов, связанных с улучшением условий, безопасности и охраны труда;

) отказ от выполнения работы при возникновении ситуации, создающей угрозу его здоровью или жизни, с извещением об этом непосредственного руководителя или представителя работодателя;

) образование и подготовку, необходимые для безопасного исполнения трудовых обязанностей, в порядке, установленном законодательством Республики Казахстан;

9)  возмещение вреда, причиненного его жизни и здоровью при

исполнении договорных обязательств, трудовых (служебных) обязанностей, в соответствии с законодательными актами Республики Казахстан;

)сохранение средней заработной платы на время приостановки работы организации из-за несоответствия требованиям по безопасности и охране труда;

)обжалование неправомерных действий работодателя в области безопасности и охраны труда.

.2.2 Обязанности работника в области безопасности и охраны труда

Работник обязан:

) соблюдать требования норм, правил и инструкций по безопасности и охране труда, а также требования работодателя по безопасному ведению работ на производстве;

)использовать по назначению спецодежду, индивидуальные и коллективные средства защиты;

)немедленно сообщать своему непосредственному руководителю о каждом несчастном случае, происшедшим на производстве, о признаках профессионального заболевания, а также о ситуации, которая создает угрозу жизни и здоровью людей;

)проходить обязательные предварительные, периодические (в течение трудовой деятельности) медицинские осмотры и предсменное медицинское освидетельствование в случаях, предусмотренных законодательством Республики Казахстан, а также при переводе на другую работу с изменениями условий труда либо при появлении признаков профессионального заболевания за счет средств работодателя.

.2.3 Права работодателя в области безопасности и охраны труда

Работодатель имеет право на:

)издавать в пределах своих полномочий акты по вопросам безопасности и охраны труда;

)требовать с работников соблюдения норм безопасности, правил инструкций по безопасности и охране труда;

)поощрять работников за вклад в создание благоприятных условий труда на рабочих местах, рационализаторские предложения по созданию безопасных условий труда;

)отстранять от работы и привлекать к дисциплинарной ответственности работников, нарушающих требование по безопасности и охране труда, в порядке, установленном законами Республики Казахстан.

.3 Требования безопасности к помещениям

8.3.1 Общие требования

Операции по техническому обслуживанию и ремонту двигателей можно выполнять только в специально отведенных, оборудованных, огражденных и обозначенных местах. Рабочие места и посты в помещениях для ремонта двигателей должны обеспечивать безопасные условия труда для работающих и быть соответствующим образом ограждены. На одного работающего положено не менее 4,5 м² площади и объем помещения не менее 15 м³. Ворота рабочих помещений должны открываться наружу, иметь фиксаторы, тепловые завесы, тамбуры. Въезды в производственные помещения выполняются с уклоном не более 15%. Они не должны иметь порогов, ступенек, выступов.

Минимальные расстояния (м) между автомобилями, элементами зданий и специальным оборудованием должны быть следующими:

Между продольными сторонами автомобилей:

на моечных постах - 2,0

на уборочных постах, постах технического обслуживания и ремонта - 1,2

Между автомобилями, стоящими один за другим - 1,0

Между автомобилями и стеной или стационарным оборудованием - 1,2

Между автомобилем и колонной - 0,7

Между автомобилем и наружными воротами, расположенными против

Поста - 1,5

Эти данные относятся к рабочим зонам и не зависят от габаритных размеров автомобилей.

Территория предприятия должна иметь ограждения высотой 1,6 м, освещаться в ночное время и содержаться в чистоте и порядке. Территория, где предусматривается более 10 постов по ремонту и техническому обслуживанию автомобилей, должна иметь не менее двух ворот для въезда (выезда). Для прохода на территорию в непосредственной близости от ворот должна быть предусмотрена калитка. У ворот, предназначенных для проезда автомобилей, устанавливают предупредительный плакат «Берегись автомобиля» и схему движения автомобилей по территории, освещаемые в ночное время. Ширина проездов на территории должна соответствовать СНиП II - Д.5 - 72 «Автомобильные дороги». Пешеходные дорожки должны иметь твердое покрытие, ширину не менее 1 м и наименьшее число пересечений с подъездными путями.

Рекомендуются следующие покрытия полов производственных помещений:

Для хранения и технического обслуживания автомобилей, а также для ремонта агрегатов Для слесарно-механических, жестяницких, обойных, кузовных и шиномонтажных работ Для мойки автомобилей и электротехнических, карбюраторных, малярных, аккумуляторных, медицинских работ Для кузнечных, рессорных и сварочных работ Для хранения массе, лаков, красок и химикатов

Бетонное  Асфальтобетонное  Керамические плитки Клинкерные Бетонное с железнением

Полы в помещениях для ремонтных работ должны быть ровными и прочными, иметь покрытие с гладкой, не скользкой поверхностью, удобной для очистки. На рабочих местах в помещениях, где полы имеют цементное, бетонное, клинкерное или каменное покрытие, необходимо устанавливать деревянные переносные настилы, что предохранит работающих от переохлаждения ног.

В помещениях, где используют воду, полы должны иметь уклон для стока. Все каналы и углубления в полах должны быть плотно и прочно закрыты или ограждены. Пол в помещениях не должен иметь щелей, выбоин и порогов.

Полы и стены осмотровых ям должны быть облицованы плитками или другим огнестойким облицовочным материалом. Осмотровые канавы, траншеи и тоннели должны быть надежно защищены от сырости и подпочвенных вод и облицованы светлой плиткой (пластиком). Осмотровые канавы необходимо убирать и очищать (при необходимости мыть) не менее одного раза в смену.

Осмотровые ямы и эстакады должны иметь направляющие для колес автомобилей с двух сторон лестницы для спуска в яму или подъема на эстакаду.

В ремонтных помещениях запрещается хранить топливо и смазочные материалы, оставлять после конца рабочей смены тару из-под топлива и масел, красок и лаков. При ремонте крупногабаритных автомобилей и автобусов нельзя пользоваться приставными лестницами, рабочие должны быть обеспечены стремянками.

Производственное помещение должно соответствовать требованиям технической эстетики. Правильная окраска помещения не только способствует снижению психофизических нагрузок, но и улучшает условия зрительных работ. Следует иметь в виду, что зеленые, голубовато-зеленые, салатные и желтые цвета благоприятно влияют на зрение и психофизиологические функции человека, способствуют повышению производительности труда, снижают утомление. Наряду с запрещающими, предупреждающими, предписывающими и указательными знаками безопасности в ремонтных помещениях применяют окраску в сигнальные цвета элементов зданий (рисунок …) чередующимися полосами черного и желтого цвета.

Это способствует концентрации внимания работающих и таким образом уменьшает возможность возникновения аварийных ситуаций.

Рисунок 12 - Окраска и сигнальные цвета (точками обозначен желтый цвет)

а) - ограждений; б) - габаритов транспортных проемов; в) - перепад в плоскости пола; г) - частей грузоподъемного оборудования; д) - транспортных средств.

.3.2 Воздух рабочей зоны.

Согласно ГОСТ 12.005 - 88 «Воздух рабочей зоны. Общие санитарно-гигиенические требования к воздуху рабочей зоны», все работы подразделяются на легкие, средней тяжести и тяжелые. Работа слесаря по ремонту топливной аппаратуры относится к категории средней тяжести - IIа (работы, связанные с ходьбой, выполняемые стоя, не требующие перемещение тяжестей) или IIб (работы, требующие перемещение тяжести до 10 кг). Энергозатраты составляют 175-232 Вт (категория IIа) и 233-290 Вт (категория IIб). Содержание вредных веществ в воздухе рабочей зоны ремонтных помещений автотранспортных цехов не должно превышать предельно допустимые концентрации (ПДК), приведенные в приложении Г.

В таблице 3 приведены нормативные значения оптимальных и допустимых параметров по предложенным в [12],микроклимата в рабочей зоне по ГОСТ 12.1.005 - 88.

Таблица 3

Предельные допустимые концентрации вредных веществ в воздухе рабочей зоны

Наименование вещества	ПДК, Мг/м3	Агрегатное состояние	Класс опасности
1. Оксиды азота 2. Акролеин 3. Топливный бензин 4. Свинец и его неорганические соединения 5. Метиловый спирт (метанол) 6. Тетраэтилсвинец 7. Уайт-спирит 8. Оксид углерода 9. Алифатические предельные углеводороды С1 - С10 10. Едкие щелочи (растворы) 11. Серная кислота, серный ангидрид 12. Солярная кислота 13. Пыль растительного происхождения с примесью диоксида кремния менее 2% (хлопчатобумажная, древесная)	5 0,2 100 300 0,01 5 0,005 300 20 300 0,5 1 5 6	п п п п п а п п п п а а п а	III II IV IV I III I IV IV IV II II II IV

С целью оздоровления воздушной среды помещения для ремонта автомобилей должны быть оборудованы общеобменной и местной приточной и вытяжной вентиляцией, а канавы, траншеи и тоннели - приточной вентиляцией.

Чтобы избежать распространение отработавших газов по помещению, предусматривают тамбуры, которые отделяют от поточной линии автоматически действующими воротами. При въезде автомобиля своим ходом на первый пост эти ворота закрывают и включают вентиляцию. Помимо общеобменной вентиляции в производственных помещениях предусматривают местную приточную и местную вытяжную вентиляцию.

Местная приточная вентиляция подает свежий воздух в необходимом объеме при заданной температуре и скорости на рабочие места или участки для того, чтобы обеспечить на них более благоприятное состояние воздушной среды по сравнению с остальной частью производственного помещения. Местная вытяжная вентиляция предназначена для удаления непосредственно с рабочих мест вредных выделений для того, чтобы предотвратить их распространение по производственному помещению и загрязнение больших объемов воздуха.

Если нет возможности устроить эффективные местные отсосы, то для предотвращения попадания в органы дыхания человека вредных веществ, необходимо подавать воздух на постоянные рабочие места, находящиеся в непосредственной близости к источникам выделения этих веществ. Для подачи воздуха используют принудительную приточно-вытяжную вентиляцию (рисунок 13).

Рисунок 13 - Схема механической приточно-вытяжной вентиляции:

- воздуховоды; 2 - воздуховоды приточной вентиляционной установки; 3 - пылеотделительное устройство; 4 - воздухообразная шахта; 5 - калорифер; 6 - приточный вентилятор; 7 - вытяжной вентилятор

Она должна быть предусмотрена во всех закрытых помещениях, где находятся автомобили и хотя бы кратковременно работают двигатели, а также происходит выделение вредных веществ. Все помещения за исключением подземных гаражей, должны быть оборудованы фотокарточками и фрамугами для естественного проветривания.

В помещениях для хранения запасных частей, агрегатов, инструментов, шин, расположенных не в подвалах зданий, предусматривают только естественную вентиляцию.

8.3.3 Освещение

В ремонтных помещениях применяют системы естественного, искусственного и совмещенного освещения. Естественное освещение - необходимое условие для нормальной работы органов зрения. Ультрафиолетовое излучение, содержащееся в естественном свете, оказывает оздоровляющий эффект на организм в целом, поэтому все помещение - производственные, складские, бытовые, административно-хозяйственные - должны иметь естественное освещение.

В зависимости от типа производственных зданий естественное освещение бывает: боковым - через окна в наружных стенах; верхним - через световые фонари и проемы в покрытии зданий; комбинированным - через окна и световые фонари. Естественное освещение помещений зависит от ряда условий: количества и размеров окон и фрамуг; окраски стен, потолка, оборудования; затенение окон установленными около них автомобилями и оборудованием или противостоящими зданиями и различными сооружениями.

Для поддержания нормального естественного освещения необходимо следить за чистотой стекол и состоянием внутренней окраски стен, потолков и оборудования. В помещениях с незначительным выделением копоти, пыли и дыма стекла необходимо очищать и мыть не реже 2 раз в год, а внутреннюю покраску (побелку) делать не реже 1 раза в 2-3 года по установленным срокам [12]. В помещениях со значительным выделением копоти, пыли и дыма стекла надо очищать не реже 4 раз в год, а покраску (побелку) внутренних поверхностей делать не реже 1 раза в год.

Помещения и рабочие места должны также обеспечиваться искусственным освещением, достаточным для безопасного выполнения работ, пребывания и передвижения людей. Искусственное освещение бывает общим и комбинированным (к общему добавляются местные светильники). Нормативной характеристикой искусственного освещения является освещенность, создаваемая на рабочих местах.

К повышенному утомлению приводит как недостаточное, так и чрезмерное освещение рабочих мест. Освещение должно быть не только оптимальным, но и равномерным, что достигается с помощью светильных приборов. От правильности выбора светильника, места его крепления и направление светового потока зависит качество освещения рабочего места. Если система местного освещения рабочего места слесаря неисправна, то он может быть ослеплен источником света, и не видеть коке-то время ни инструмента, ни детали. Фактор, обуславливающий такой вид ослепления, называется прямой блескостью. Источником его служат поверхности в рабочей зоне с большим коэффициентом отражения.

В системах искусственного освещения используют лампы накаливания (местное освещение) и газоразрядные лампы (общее освещение). Наиболее рациональным являются газоразрядные люминесцентные лампы, в которых световой поток пульсирует с частотой, равной частоте тока, используемого в осветительной сети.

На участке ремонта топливной аппаратуры и других подобных местах помимо общего необходимо предусматривать местное освещение для того, чтобы создать определенное направление светового потока на изделия и инструменты. Для рационального освещения ремонтируемого изделия светильники рекомендуется устанавливать непосредственно на корпусе оборудования - на кранах, верстаках различных приспособлениях и т.д.

Допустимые уровни звукового давления на рабочих местах слесарей по ремонту автомобиля в целом и различных агрегатов должны соответствовать требованиям таблицы 4.

Таблица 4

Допустимые уровни шума

Рабочее место	Уровни звукового давления, дБ, в октавных полосах со среднегеометрическими частотами, Гц									Эквивалентный уровень звука, дБ (А)
	31,5	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
Постоянное	107	95	87	82	78	75	73	71	69	80

Снижение уровня шума достигается различными путями. Рационализация технологических процессов, тщательная пригонка всех движущихся частей механизмов, значительно уменьшают шум. Наибольший эффект достигается заменой шумных работ менее шумными.

В тех случаях, когда для шумных узлов машин невозможно применит звукоизолирующие кожухи (рисунок 26, а) или надежно звукоизолировать помещение, применяют звукоизолирующие кабины или экраны. Например, при испытании двигателей внутреннего сгорания их помещают в кабины или за экранами.

Для глушения шума, возникающего при перемещении воздуха и других газов, например при работе двигателей внутреннего сгорания (система впуска и выпуска), пневматического инструмента, компрессоров, вентиляционных систем и др., применяют глушители шума (рисунок 26, б, в, г).

Рисунок 14 - Схемы глушителей шума: а - звукоизолирующий кожух; б - абсорбционный; в - резонаторный; г - комбинированный.

Большие недостатки ручных механизированных инструментов является вибрация, возникающая вследствие неуравновешенности деталей, инструментов.

При работе с ручным механизированным инструментом параметры локальной вибрации не должны превышать предельно допустимых уровней, показанных в таблице 5.

Таблица 5

Допустимые уровни общей и локальной вибрации

Вид вибрации	Логарифмические уровни виброскорости, дБ, в октавных полосах со среднегеометрическими частотами, Гц
	2	4	8	16	31,6	63	125	250	500	1000
Общая Локальная	108 -	99 -	93 115	92 109	92 109	92 109	- 125	- 109	- 109	- 109

Для локальной вибрации по данным [12] допустимые значения нормируемого уровня виброскорости в зависимости от времени воздействия могут быть повышены до значений, приведенных ниже:

Время воздействия, мин Допустимое значение уровня виброскорости (дБ) в диапазоне среднегеометрических частот октавных полос от 16 до 1000 Гц То же, при 8 Гц

480  109 115

320  110,8 116,8

240  112 118

120  115 121

60  118 124

30  121 127

При работах в условиях действия вибрации, превышающей нормативные требования, рабочие должны пользоваться выброгасящей (амортизирующей) подставкой, которую ставят под ноги, или применять обувь на войлочной или толстой резиновой подошве.

.3.5 Требования пожаро- и взрывобезопасности

Помещения для ремонта автомобиля в целом и различных его агрегатов весьма опасны в пожарном отношении, поэтому их располагают изолированно от стоянки автомобилей. В этих помещениях необходимо проводить тщательную уборку после окончания работы каждой смены, разлитое масло и топливо убирать с помощью песка, собирать использованные обтирочные материалы, складывать их в металлические ящики с крышками и после окончания смены выносить в отведенное безопасное в пожарном отношении место, организовывать хранение отработавших масел в подземных цистернах или в подвальных помещениях.

В помещениях для испытания двигателей внутреннего сгорания во избежание возникновения пожара трубопроводы отработавших газов и топлива должны быть проложены раздельно.

Для тушения пожаров применяют различные огнегасительные средства. К наиболее распространенным относят воду. Кроме нее используют песок и другие виды грунта, различные пены и порошки.

Водой нельзя тушить нефтепродукты, пожар в электрооборудовании, находящемся под напряжением, карбиды натрия, кальция и калия. Нефтепродукты и другие вещества, плотность которых меньше воды, всплывают над ней и разливаются по большей площади, отчего пожар может усилиться. Вода является проводником электрического тока, поэтому нельзя направлять струю воды на электрооборудование, так как может произойти поражение электрическим током. С карбидами щелочных металлов вода вступает в реакцию с образованием легковоспламеняющихся и взрывоопасных веществ.

Песок и все другие виды грунта - универсальное средство гашения небольших очагов пожара. Его бросают на огонь лопатами, совками или ведрами так, чтобы сначала локализовать огонь, а затем его засыпать. Один из эффективных средств тушения пожаров являются огнетушители. В настоящее время широко используют ручной огнетушитель ОХП - 10, воздушно-пенный ОВП - 10, углекислотные ОУ - 2, ОУ - 5, ОУ - 8, передвижной углекислотный огнетушитель УП - 2М и порошковые огнетушители ОП - 1, ОПС - 6, ОПС - 10 схемы которых представлены на рисунке 27.

Рисунок 15 - Огнетушители: а - ОХП; б - ОВП - 10; в - ОУ-2; г - УП-2М; д - ОПС-10

.3.6 Требования безопасности к производственному оборудованию, приспособлениям и инструменту по данным указанным в [13]

Производственный травматизм во многом зависит от состояния оборудования и приспособлений, используемых слесарями по ремонту двигателей внутреннего сгорания.

Прежде всего, оборудование и приспособления должны быть чистыми и исправными. На неисправном оборудовании должна быть вывешена табличка, указывающая, что работать на данном оборудовании не разрешается, оборудование необходимо обесточить.

Управление оборудованием должно быть легким и удобным. Передаточные механизмы, такие как зубчатые, цепные и ременные, с которыми возможно соприкосновение обслуживающего персонала при эксплуатации, должны быть ограждены.

При организации рабочего места требуется учитывать в первую очередь безопасность работ, принятый метод технического обслуживания и основные преимущества, и недостатки того или иного типа оборудования.

Применяемые инструменты и организация работы с ними должны соответствовать требованиям нормативной документации, техническим условиям и требованиям действующих правил и норм.

Перед началом работы следует проверить все инструменты, неисправные заменить.

Ручные инструменты (молотки, зубила, пробойники и т.д.) не должны иметь:

на рабочих поверхностях повреждений; на боковых гранях в местах зажима их рукой заусенцев, задиров и острых ребер; на поверхности ручек инструментов заусенцев и трещин; перекаленной рабочей поверхности.

Длина зубила должна быть не менее 150 мм, а длина крейцмесселя, бородка, керна - не более 150 мм.

Молотки и кувалды должны быть надежно насажены на сухие деревянные ручки из твёрдых пород и расклинены завершенными металлическими клиньями, а напильники и стамески должны иметь деревянные ручки с металлическими кольцами на концах.

Не допускается пользоваться неисправными приспособлениями и инструментом.

Ключи должны иметь параллельные неизношенные и не источенные губки.

Подключение шланга к магистрали и инструменту, а так же его отсоединение должны производиться при закрытой запорной арматуре. Шланг должен быть размещен так, чтобы была исключена возможность случайного повреждения или наезда на него АТС.

Не допускается:

использовать шланги, имеющие повреждения;

крепить шланги проволокой;

направлять струю сжатого воздуха на людей;

работать с приставных лестниц;

Тележки для транспортировки агрегатов, узлов и деталей должны иметь стойки и упоры, предохраняющие их от падения и самопроизвольного перемещения.

.3.7 Требования безопасности к организации рабочего места

Рабочим местом называют ограниченную зону, рассчитанную на одного или нескольких человек, занятых выполнением одной работы или операции.

Площадь рабочего места определяется необходимостью размещения на ней обрабатываемого материала, станка, вспомогательного оборудования и самого рабочего. Размеры площади зависят от рабочей позы, обрабатываемого материала и выполняемой работы. При определении размера площади рабочего места необходимо учитывать, что наиболее удобно работать тогда, когда все расположено (материал, инструмент, приспособление, станок) в зоне досягаемости.

Работа слесаря по ремонту топливной аппаратуры протекает в основном около рабочего оборудования (испытательный стенд КИ-921М (СДТА-2) (рисунок 16), прибор КИ-333 (рисунок 17), моечной ванны, верстака т.п.).

Рисунок 16 - Прибор КИ-3333 для регулировки и испытания форсунок

Рисунок 17 - Стенд КИ-921М (СДТА-2) для испытания и регулировки ТНВД

Рабочее место у верстака должно отвечать требованиям удобства и безопасности работы. Порядок хранения инструментов и приспособлений у слесаря по ремонту топливной аппаратуры должно быть следующим: инструменты, которые требуются чаще, укладывают ближе; инструменты и приспособления, которые требуются реже, укладываются дальше; инструменты и приспособления, которые удобнее брать левой рукой, укладываются с левой стороны; инструменты и приспособления, которые удобнее брать правой рукой, укладываются с правой стороны. Отремонтированные детали, а также детали, подлежащие ремонту, необходимо размещать на стеллажах.

Высота верстака должна быть такова, чтобы рабочему не приходилось излишне нагибаться или поднимать предплечье (рисунок 18). При универсальных верстаках подгонку осуществляют изменением высоты стола. Стол верстака должен быть обид железом или прочным пластиком, а сам верстак надежно укреплен на рабочем месте.

Рисунок 18 - Рабочее место слесаря

Для хранения инструментов на верстаке должен быть ящик. Правильное расположение инструмента на верстаке и в ящике показано на рисунке 19.

Рисунок 19 - Расположение инструмента на верстаке и в ящике

Ни в коем случае нельзя заваливать ящик металлическими обрезками, отдельными деталями и т.д. На верстаке устанавливают тиски, высоту которых выбирают в зависимости от роста рабочего.

Основными, по показаниям [13],факторами при выборе оборудования поста является:

правильная организация рабочего места, обеспечивающая удобное положение рабочего по отношению к обслуживаемому объекту, хорошую видимость и доступность объекта, достаточную вентиляцию, отопление, освещение и т.д.;

возможность одновременного выполнения работ сверху и сбоку топливную аппаратуру;

универсальность оборудования, т.е. возможность ремонта аппаратур различных моделей;

минимальная требуемая производственная площадь;

простота и дешевизна конструкции оборудования.

На рисунке 20 показано, как например, может быть оборудовано место слесаря по ремонту топливной аппаратуры двигателей.

Рисунок 20 - Схема оборудования рабочего места слесаря

По окончании работы необходимо: отключить все механизмы, привести в порядок свое рабочее место; проверить не оставлены ли заготовки, изделия, инструмент и материалы на рабочем месте; убрать отработанный обтирочный материал в специальные металлические ящики; сосуды с легковоспламеняющейся жидкостью, отходы отработанного загрязненного топлива, спирта, других растворителей и обезжиривающихся средств после работы нужно сдать в кладовую легковоспламеняющихся жидкостей цеха, а баллоны с газами перенести в место их постоянного хранения.

Пыль, стружку с рабочих мест, изнутри агрегата, с верстаков и спецодежды следует удалять с помощью пылесоса (волосяными щетками). Запрещается производить уборку рабочего места с помощью сжатого воздуха!

После приведения в порядок рабочего места необходимо выключить все осветительные электроприборы, кроме дежурных ламп; рабочий должен снять спецодежду, вымыть руки теплой водой с мылом. Руки нельзя мыть в масле, эмульсии, бензине, так как они могут быть засорены металлической стружкой.

8.4 Расчет естественного освещения

Задание: Выполнить расчет естественного освещения лаборатории по ремонту топливной аппаратуры дизелй.

Исходные данные	Численные значения
В, м L, м Sn, м2 lн η0 Кзд Кз τ0 r1 h1 Н0 Глубина Мин. освещен., м L2 h2 Нзд Высота лаборатории	6 10 60 1,08 12 1,4 1,5 0,46 3,6 2,0 1,3 4,7 5 21 7 8 6

Расчет естественного освещения заключается в определении площади световых проемов. Расчет освещения проводится для лаборатории по ремонту топливной аппаратуры дизелей. Размеры лаборатории: длинна 10 м, ширина 6 м, высота 3,2 м. Минимальная освещенность находится в точке, отстоящей на 9,5 м от наружной стены. Предприятие находится в Павлодарской области, то есть в IV световом поясе. Рядом с лабораторией находится на расстояние 300 м еще одно здание высотой 20 м; с трех сторон других затеняющих зданий нет. При боковом освещении определяют площади световых проемов (окон) обеспечивающую нормированные значения КЕО, по формуле:

, (7.1)

где S_п - площадь пола помещения;

l_н - нормированное значение КЕО;

η₀ - световая характеристика окна;

К_зд - коэффициент, учитывающий затенение окон противостоящими зданиями;

К_з - коэффициент запаса;

τ₀ - общий коэффициент светопропускания;

r₁ - коэффициент, учитывающий повышение КЕО при боковом освещении благодаря свету, отраженному от поверхностей помещения и подстилающего слоя, прилегающего к зданию.

.4.1 Площадь пола S_П, м²

, (7.2)

 

где В - ширина лаборатории

L - длина лаборатории

 м²

8.4.2 Нормированное значение КЕО

, (7.3)

где  - значение КЕО для III пояса (=1,5 для работ средней точности IV разряда);

m - коэффициент светового климата равен 0,9;

с - коэффициент солнечного климата равен 0,8.

Так как световая характеристика начинается в высоты окна 2,5 м, то высота от уровня рабочей поверхности до окна h₁ = 50 см. Отношение длины к глубине помещения L/в = 10/3,2 = 3,125. Отношение В/h₁ = 6/0,5 = 3. Отсюда η₀ = 12.

Рядом стоящее здание находится на расстоянии 300 м карниза противостоящего здания над подоконником окна Н_зд = 3 м. Отношение Р/ Н_зд = 300/2 = 150. Отсюда К_зд = 1,4.

.4.3 Коэффициент светопропускания равен

, (7.4)

где τ₁ - коэффициент светопропускания материала и равен 0,8;

τ₂ - коэффициент, учитывающий потери света в переплетах светопроема и равен 0,75;

τ₃ - коэффициент, учитывающий потери света в слое загрязнения остекления и равен 0,7;

τ₄ - коэффициент, учитывающий потери света в несущих конструкциях и равен 1;

τ₅ - коэффициент, учитывающий потери света в солнцезащитных устройствах и равен 1.

Отношение в/В = 3,2/10 = 0,32. Средний коэффициент отражения в котельной ρ_ср = 0,5; принимаем одностороннее освещение.

.4.4 Площадь окон S₀, м²

м²

Так как предусматривается одностороннее освещение, то площадь световых проемов будет 13,75 м², что полностью соответствует требованиям оформления рабочего места.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Результатом проведенной работы является спроектированный двигатель внутреннего сгорания размерностью 4ЧН 130/140 номинальной мощностью

Ne =80 кВт при частоте вращения коленчатого вала n = 1750 об/мин.

Проведенный динамический анализ сил, действующих на КШМ, позволил произвести расчет основных деталей КШМ на прочность в программе Math CAD 8.0 по [15], который показа, что запасы прочности лежат в допустимых пределах. Проведен расчет основных элементов системы питания с выбором оптимальных размеров, а также предложено использовать гидрозапорную систему вместо механической системы для управления подачей топлива в цилиндры.

Замена механического запирания на гидрозапирание при одинаковых регулировках давления открытия форсунки приводит к понижению максимального давления топлива и сокращению продолжительности его впрыска.

На основании расчета экономической эффективности можно заключить, что спроектированный двигатель внутреннего сгорания окупается в процессе эксплуатации.

В разделе охраны труда рассмотрены требования, предъявляемые к помещению для ремонта топливной аппаратуры, проведен расчет освещенности лаборатории.

Итогом проделанной работы является рекомендации к выпуску и установке тракторных дизелей с гидрозапорной системой топливоподачи.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Автомобильные двигатели: учебник для студентов ВУЗов, обучающихся по специальности «Автомобильный транспорт» /Архангельский В.М., Вихерт М.М. и др. /под редакцией Ховаха М.С. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1977. - 591 с.

. Двигатели внутреннего сгорания. Конструкция и расчет на прочность комбинированных двигателей. - 4-е изд., перераб. и доп. /под редакцией Орлина А.С., Круглова М.Г. - М.: Машиностроение, 1984. - 384 с.

. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учебное пособие для ВУЗов. - М.: Высшая школа, 1971. - 344 с.

. Комаров В.А. и др. Расчет рабочего цикла и динамики двигателей внутреннего сгорания на ЭВМ ЕС-1022 по курсу «Теория АТД» (метод. разработка). - Алма-Ата: НМК, 1986. - 62 с.

5.   Шишлов Г.Н. и др. Гидрозапорная топливная аппаратура судовых

Дизелей: Транспорт. - М.: Машиностроение, 1972. - 280 с.

. Дарков А.В. Сопротивление материалов. - М.М: Машиностроение, 1980. - 850 с.

7.   Башта Т.М. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: учебник

для машиностроительных вузов. - 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

8.   Френкель Г.Ф. Гидравлика. - М.: Машиностроение, 1940. - 275 с.

9.      Русинов Р.В. Топливная аппаратура судовых дизелей. - Л.

издательство «судостроение», 1971. - 226 с.

10. Астахов М.С. Подача и распыливание топлива в дизелях. - М.:

Машиностроение, 1978. - 380 с.

11. Жабин К.И., Зесинков А.М. Методическое пособие к лабораторным

работам по теории автотракторных двигателей. - М.: Машиностроение, 1973. - 120 с.

12. Международные правила по охране труда на автомобильном транспорте: утверждены постановлением Минтруда от 12 мая 2003 г. №28.- Екатеринбург,- 120 с.

13.    Ю.Т. Чумаченко и др. «Эксплуатация автомобилей и охрана труда на автотранспорте»: учебник. - Ростов на /Д.: «Феникс», 2001.-384 с. («Серия учебника 21 века»).

.        Мельников Г.Н. Форсунки с гидравлическим запиранием. - №12.:

«Морской флот», 1960.

15. Кудрявцев Е.М. Math CAD 8.0 - М.: ДМК, 2000. - 320 с.

ПРИЛОЖЕНИЕ А (справочное)

Внутренняя энергия воздуха и продуктов сгорания дизельного топлива

Температура, 0С	Воздух Ua, кДж/кмоль	Дизельное топливо при α = 1. Ua, кДж/кмоль
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500	0 2084 4195 6364 8591 10890 13255 15684 18171 20708 23983 25899 28554 31238 33951 36689 39444 42203 45008 47813 50660 53507 56354 59201 62090 64979	0 2252 4580 6992 9483 12100 14779 17585 20390 23237 26293 29306 32406 35504 38686 41868 45008 48358 51498 54931 58197 61546 64979 68287 71594 75027

ПРИЛОЖЕНИЕ Б

(справочное)

Результаты расчета рабочего цикла и динамики КШМ

ПКВ PC PI Pсум N K S T Mk Rшш R

0.006 -0.87 -0.86 -0.04 -0.84 -0.86 -0.19 -0.01 1.42 1

0.006 -0.81 -0.80 -0.07 -0.73 -0.80 -0.34 -0.02 1.34 5 30 0.006 -0.70 -0.70 -0.09 -0.56 -0.71 -0.43 -0.03 1.21 11 40 0.006 -0.57 -0.57 -0.10 -0.37 -0.58 -0.44 -0.03 1.04 20 50 0.006 -0.42 -0.42 -0.08 -0.20 -0.43 -0.37 -0.03 0.86 30

0.006 -0.26 -0.26 -0.06 -0.08 -0.26 -0.25 -0.02 0.69 42

0.006 -0.10 -0.10 -0.02 -0.01 -0.10 -0.10 -0.01 0.59 54 80 0.006 0.05 0.05 0.01 -0.00 0.06 0.06 0.00 0.58 67 90 0.006 0.18 0.19 0.05 -0.05 0.20 0.19 0.01 0.65 79

0.006 0.30 0.30 0.08 -0.13 0.31 0.28 0.02 0.75 91

0.006 0.38 0.39 0.10 -0.22 0.40 0.33 0.02 0.86 102

0.006 0.45 0.45 0.10 -0.32 0.46 0.34 0.02 0.95 112

0.006 0.49 0.49 0.10 -0.39 0.50 0.31 0.02 1.01 120

0.006 0.51 0.52 0.09 -0.45 0.52 0.26 0.02 1.05 127

0.006 0.52 0.53 0.07 -0.49 0.53 0.20 0.01 1.08 133 160 0.006 0.52 0.53 0.05 -0.51 0.53 0.14 0.01 1.09 137 170 0.006 0.52 0.53 0.02 -0.53 0.53 0.07 0.00 1.10 139

0.006 0.52 0.53 0.00 -0.53 0.53 0.00 0.00 1.10 140 190 0.006 0.52 0.53 -0.02 -0.53 0.53 -0.07 -0.00 1.10 139

0.009 0.52 0.53 -0.05 -0.52 0.53 -0.14 -0.01 1.09 137

0.013 0.52 0.53 -0.07 -0.50 0.54 -0.21 -0.01 1.08 133

0.019 0.51 0.53 -0.09 -0.46 0.54 -0.27 -0.02 1.07 127 230 0.028 0.49 0.52 -0.10 -0.41 0.53 -0.33 -0.02 1.03 120

0.041 0.45 0.49 -0.11 -0.34 0.50 -0.36 -0.03 0.98 112

0.058 0.38 0.44 -0.11 -0.26 0.46 -0.38 -0.03 0.91 102

0.082 0.30 0.38 -0.10 -0.17 0.39 -0.36 -0.02 0.82 91

0.117 0.19 0.30 -0.08 -0.08 0.31 -0.30 -0.02 0.72 79

0.167 0.05 0.22 -0.06 -0.02 0.23 -0.23 -0.02 0.63 67

0.242 -0.10 0.14 -0.04 0.01 0.15 -0.15 -0.01 0.57 54 300 0.360 -0.26 0.10 -0.02 0.03 0.10 -0.10 -0.01 0.55 42 310 0.552 -0.42 0.13 -0.03 0.06 0.13 -0.12 -0.01 0.52 30 320 0.880 -0.57 0.31 -0.05 0.20 0.31 -0.24 -0.02 0.44 20 330 1.461 -0.70 0.76 -0.10 0.61 0.77 -0.47 -0.03 0.47 11

2.465 -0.80 1.66 -0.15 1.51 1.67 -0.71 -0.05 1.18 5

3.861 -0.87 2.99 -0.14 2.92 3.00 -0.66 -0.05 2.44 1 360 6.649 -0.89 5.76 -0.00 5.76 5.76 -0.02 -0.00 5.19 0 370 7.664 -0.87 6.79 0.30 6.64 6.80 1.45 0.10 6.25 1 380 6.076 -0.81 5.27 0.47 4.80 5.29 2.22 0.16 4.78 5

4.093 -0.71 3.39 0.44 2.72 3.41 2.07 0.15 2.98 11

2.688 -0.58 2.11 0.36 1.39 2.14 1.63 0.11 1.82 20

1.365 -0.43 0.94 0.19 0.46 0.96 0.84 0.06 0.85 30 420 1.365 -0.27 1.10 0.25 0.33 1.13 1.08 0.08 1.10 41

1.023 -0.10 0.92 0.23 0.10 0.95 0.94 0.07 1.05 54

0.798 0.05 0.85 0.22 -0.07 0.87 0.87 0.06 1.08 66

0.645 0.18 0.83 0.22 -0.22 0.86 0.83 0.06 1.14 79

0.538 0.29 0.83 0.22 -0.36 0.86 0.78 0.05 1.21 91 470 0.461 0.38 0.84 0.21 -0.48 0.87 0.72 0.05 1.28 102

0.406 0.44 0.85 0.20 -0.59 0.87 0.64 0.04 1.33 112

0.365 0.49 0.85 0.17 -0.68 0.87 0.54 0.04 1.36 120

0.336 0.51 0.84 0.14 -0.74 0.86 0.44 0.03 1.38 127

0.315 0.52 0.84 0.11 -0.78 0.84 0.33 0.02 1.38 133

0.301 0.52 0.82 0.07 -0.80 0.83 0.22 0.02 1.38 137

0.293 0.52 0.82 0.04 -0.81 0.82 0.11 0.01 1.38 139

0.290 0.52 0.81 0.00 -0.81 0.81 0.00 0.00 1.38 140

0.019 0.52 0.54 -0.02 -0.54 0.54 -0.07 -0.00 1.11 139 560 0.019 0.52 0.54 -0.05 -0.53 0.54 -0.14 -0.01 1.10 137 570 0.019 0.52 0.54 -0.07 -0.50 0.54 -0.21 -0.01 1.09 133 580 0.019 0.51 0.53 -0.09 -0.46 0.54 -0.27 -0.02 1.07 128 590 0.019 0.49 0.51 -0.10 -0.41 0.52 -0.32 -0.02 1.02 121

0.019 0.45 0.47 -0.11 -0.33 0.48 -0.35 -0.02 0.96 112

0.019 0.39 0.40 -0.10 -0.24 0.42 -0.34 -0.02 0.87 102

0.019 0.30 0.32 -0.08 -0.14 0.33 -0.30 - 0.02 0.77 91

0.019 0.19 0.21 -0.06 -0.06 0.21 -0.21 -0.01 0.66 79

0.019 0.05 0.07 -0.02 -0.01 0.08 -0.08 -0.01 0.58 67

0.019 -0.10 -0.08 0.02 -0.01 -0.08 0.08 0.01 0.58 54

0.019 -0.26 -0.24 0.06 -0.07 -0.24 0.23 0.02 0.68 42

0.019 -0.42 -0.40 0.08 -0.19 -0.41 0.36 0.03 0.84 30 680 0.019 -0.57 -0.55 0.09 -0.36 -0.56 0.43 0.03 1.02 20

0.019 -0.70 -0.68 0.09 -0.54 -0.69 0.42 0.03 1.19 11 700 0.019 -0.80 -0.78 0.07 -0.71 -0.79 0.34 0.02 1.32 5 710 0.019 -0.87 -0.85 0.04 -0.83 -0.85 0.19 0.01 1.41 1 720 0.019 -0.89 -0.87 0.00 -0.87 -0.87 0.01 0.00 1.44

ПРИЛОЖЕНИЕ В (справочное)

Скорость, ускорение и перемещение поршня

Град. п.к.в	Скорость поршня , м/сУскорение поршня j, м/сек2Перемещение поршня Sk, м
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180	1738 -2220 1366 943,8 -1499 1740 -2734 1608 336,4 -686,8 1728 -2954 1713 -416,7 98,2 1656 -2843 1739 -1232	0 -0,993 2,042 5,403 -1,25 0,866 -0,875 1,316 -7,55 -1,86 0,96 -0,83 1,024 -1,227 -4,213 1,192 -0,854 0,888 -1,393	0 0,126 0,034 0,05 0,112 0,0182 0,136 0,02 0,069 0,094 0,073 0,140 0,0994 0,088 0,075 0,016 0,138 0,0324 0,106

ПРИЛОЖЕНИЕ Д (справочное)

Спецификация гидрозапорной системы (лист № 4)

ПРИЛОЖЕНИЕ Е (справочное)

Спецификация форсунок (лист № 5)

ПРИЛОЖЕНИЕ Ж (справочное)

Спецификация Топливного насоса (лист № 6)

ПРИЛОЖЕНИЕ З (справочное)

Спецификация гидроаккумулятора (лист № 7)

ПРИЛОЖЕНИЕ Г (справочное)

Оптимальные и допустимые нормы температуры, относительной влажности и скорости воздуха в рабочей зоне

Период года	Категория работ	Температура, 0С					Относительная влажность, %		Скорость движения, м/с
		оптимальная	допустимая				оптимальная	допустимая на рабочих местах постоянных и непостоянных, не более	Оптималь-ная, не более	допустимая на рабочих местах постоянных и непостоянных
			Верхняя граница		Нижняя граница
			на рабочих местах
			постоянных	непостоянных	постоянных	непостоянных
Холодный	Средней тяжести - IIа Средней тяжести - IIб	18-20 17-19	23 21	24 23	17 15	15 13	40-60 40-60	75 75	0,2 0,2	Не более 0,3 Не более 0,4
Теплый	Средней тяжести - Iiа Средней тяжести - Iiб	21-23 20-22	27 27	29 29	18 16	17 15	40-60 40-60	65 (при 260С) 70(при 250С)	0,3 0,3	0,2-0,4 0,2-0,5