Расчет и конструирование бензинового двигателя мощностью 50 кВт при частоте вращения коленчатого вала 5500 мин

Работа из раздела: «Транспорт»

Содержание

Введение

Список условных обозначений используемых при расчетах

1. Тепловой расчет и тепловой баланс проектируемого двигателя

1.1 Тепловой расчет

1.1.1 Исходные данные

1.1.2 Топливо

1.1.3 Параметры рабочего тела

1.1.4 Параметры окружающей среды и остаточные газы

1.1.5 Процесс впуска

1.1.6 Процесс сжатия

1.1.7 Процесс сгорания

1.1.8 Коэффициент использования теплоты

1.1.9 Процесс расширения и выпуска

1.1.10 Индикаторные параметры рабочего цикла

1.1.11 Эффективные показатели двигателя

1.1.12 Основные параметры цилиндра и двигателя

1.1.13 Результаты теплового расчета

1.2 Тепловой баланс

1.2.1 Расчет составляющих теплового баланса

1.2.2 Результаты теплового баланса

2. Кинематика и динамика двигателя

2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

2.1.1 Общие сведения

2.1.2 Перемещение поршня

2.1.3 Скорость поршня

2.1.4 Ускорение поршня

2.1.5 Результаты кинематического расчета

2.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма

2.2.1 Общие сведения

2.2.2 Приведение масс частей КШМ

2.2.3 Динамический расчет

2.3 Уравновешивание

2.4 Расчет маховика

2.5 Определение резонансных оборотов двигателя

3. Прочностной расчет

3.1 Расчет поршневой группы

3.1.1 Расчет поршня

3.1.2 Расчет поршневого кольца

3.1.3 Расчет поршневого пальца

3.2 Расчет шатунной группы

3.2.1 Поршневая головка шатуна

3.2.2 Кривошипная головка шатуна

3.2.3 Стержень шатуна

3.2.4 Шатунные болты

3.3 Расчет коленчатого вала

3.3.1 Основной расчет

3.3.2 Расчет моментов, изгибающих шатунную шейку

3.4 Расчет корпуса двигателя

3.4.1 Расчет гильзы цилиндра

3.4.2 Расчет болта головки блока

3.5 Расчет механизма газораспределения

3.5.1 Определение размеров проходных сечений в горловине и клапане

3.5.2 Профилирование кулачка

3.5.3 Определение максимальной скорости и ускорения клапана

3.5.4 Расчет пружины клапана

3.5.5 Расчет распределительного вала

3.6 Расчет подшипников скольжения

4. Расчет элементов систем смазки и охлаждения

4.1 Расчет масляного насоса

4.2 Расчет водяного насоса

4.3 Расчет поверхности охлаждения водяного радиатора

4.4 Расчет вентилятора

Список использованной литературы

Введение

Поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС) - самый распространенный тип энергетической установки. Суммарная установленная мощность ДВС примерно в десять раз больше мощности всех энергетических установок других типов: паровых турбин, используемых для выработки электроэнергии на тепловых и атомных электростанциях, гидротурбин и т.п.

Поршневые двигатели используют в качестве силовой установки на автомобилях, тракторах, тепловозах, на судах, для привода электрогенераторов, нефтебуровых установок, для перекачивания природного газа по трубопроводам и других целей.

Принципы работы поршневого двигателя были разработаны до постройки первых образцов. Еще в 1824 г. французский ученый Карно сформулировал и обосновал принцип работы ДВС. Приоритет в создании методов теплового расчета поршневого двигателя принадлежит русским ученым Гриневецкому и Тринклеру, которые в 1904 - 1907 г.г. разработали и опубликовали основные методы расчета двигателей различного типа.

Диапазон конструкций современных ДВС весьма широк: они имеют мощность от долей до нескольких тысяч киловатт; число цилиндров от одного до пятидесяти и более в одном агрегате, размер диаметра цилиндра составляет от нескольких сантиметров до метра.

Основные преимущества поршневых двигателей сравнительно с другими типами энергетических установок, определяющие их широкое распространение, следующие:

- высоки КПД превращения тепловой энергии сжигаемого топлива в механическую энергию, достигающий в современных двигателях 44% ;

- небольшие удельные весогабаритные показатели, так что весь рабочий цикл осуществляется сравнительно небольшом агрегате, занимающем относительно небольшое пространство ;

- удельные значения массы, приходящейся на единицу мощности у существующих двигателей, составляют 2…7 кг/кВт ;

- высокая надежность ДВС: долговечность современных двигателей может превышать 10000 ч (срок работы до первого капитального ремонта);

- высокие эксплуатационные качества: быстрый запуск, удовлетворительная работа на самых разных режимах от холостого хода до полной нагрузки, простота регулирования нагрузки и т.п.;

- хорошая технологичность конструкции, высокая отработанность методов расчета и доводки, позволяющая в короткие сроки создавать и налаживать серийное производство новых поршневых двигателей разного назначения.

Поршневые двигатели непрерывно совершенствуются в направлении улучшения экономичности, снижения токсичности выпускных газов, снижения металлоемкости. Разрабатываются методы использования новых видов топлив: газовых, синтетических жидких (на базе производства их, например, из углей), смесей разных топлив. Все шире используют автоматизацию управления работой двигателя, особенно с учетом возможностей электроники.

В настоящей работе рассмотрим двигатель с распределенным впрыском топлива и электронным управлением системой питания и зажигания.

Выбор числа цилиндров и их расположение, зависят от мощностных, динамических и конструктивных факторов. Наибольшее распространение в европейских странах получили четырех- и шестицилиндровые автомобильные двигатели, а в Америке - восьмицилиндровые. С увеличением числа цилиндров повышается возможность форсировки двигателей по частоте вращения, улучшаются пусковые качества и проще решаются вопросы уравновешенности. Однако с увеличением числа цилиндров повышаются механические потери и ухудшаются экономические показатели.

Выбор числа цилиндров во многом зависит от литража двигателя. Так, литраж Vл четырехлитрового впрыскового двигателя обычно составляет 0,7 - 2,2 л и лишь отдельные модели имеют Vл 2,2 л.

Современные автомобильные двигатели имеют рядное, V- образное и оппозитное расположение цилиндров. Наибольшее распространение получили четырехцилиндровые рядные двигатели как наиболее простые в эксплуатации и более дешевые в производстве.

Также одной из важнейших характеристик является степень сжатия е. Ее выбор в первую очередь зависит от способа смесеобразования и рода топлива. Для бензиновых двигателей выбор степени сжатия, прежде всего, определяется детонационной стойкостью применяемого топлива. В современных бензиновых двигателях е = 6 - 12.

Из выше перечисленных тенденций двигателестроения, предполагая примерный объем двигателя равный Vл = 1,3 л. Принимаем, что двигатель четырехцилиндровый i = 4, c рядным расположением и жидкостной системой охлаждения закрытого типа. Степень сжатия принимаем е = 8,8, вследствие того, что автомобиль будем эксплуатировать на топливе марки АИ - 93.

Список условных обозначений используемых при расчетах

Для теплового расчета.

Задаваемые параметры:

Ne мощность двигателя, кВт.

n частота вращения коленчатого вала, мин-1.

e степень сжатия.

i число цилиндров.

t тактность двигателя.

С массовая доля углерода, содержащаяся в бензине.

Н массовая доля водорода, содержащаяся в бензине.

mт средняя молекулярная масса бензина, кг/кмоль.

К величина, зависящая от отношения количества водорода к оксиду углерода, содержащихся в продуктах сгорания.

T0 температура окружающей среды, К.

P0 давление окружающей среды, МПа.

Тr температура остаточных газов, К.

Rв удельная газовая постоянная для воздуха, Дж/(кг град).

b коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра.

xвц коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению.

wвц средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы, м/с.

fдоз коэффициент дозарядки.

fоч коэффициент очистки.

k1 средний показатель адиабаты сжатия.

n1 средний показатель политропы сжатия.

xz коэффициент использования теплоты.

k2 средний показатель адиабаты расширения.

n2 средний показатель политропы расширения.

jи коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

S ход поршня, мм.

S/D короткоходность.

Рассчитываемые параметры:

L0 теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания 1 кг топлива, кмоль воздуха/кг топлива.

l0 теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1 кг топлива, кг воздуха/кг топлива.

a коэффициент избытка воздуха.

М1 количество горючей смеси, кмоль гор.см./кг топл.

Мсо2 количество углекислого газа, кмоль СО2/кг топл.

Мсо количество угарного газа, кмоль СО/кг топл.

Мн2о количество водяного пара, кмоль Н2О/кг топл.

Мн2 количество водорода, кмоль Н2/кг топл.

МN2 количество азота, кмоль N2/кг топл.

М2 общее количество продуктов сгорания, кмоль пр. сг./кг топл.

Pr давление остаточных газов, МПа.

DT температура подогрева свежего заряда, К.

r0 плотность заряда на впуске, кг/м3.

DPa потери давления на впуске, МПа.

Pa давление в конце впуска, МПа.

gr коэффициент остаточных газов.

Ta температура в конце впуска, К.

hv коэффициент наполнения.

Pc давление в конце сжатия, МПа.

Tc температура в конце сжатия, К.

tc температура в конце сжатия, °С.

(mcv)t0tc средняя мольная теплоемкость свежей смеси в конце сжатия,

кДж/(кмоль град).

(mcllv)t0tc средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия,

кДж/(кмоль град).

(mclv)t0tc средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия,

кДж/(кмоль град).

m0 коэффициент молекулярного изменения горючей смеси.

m---- коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

DHu количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания рабочей смеси, кДж/кг.

Нраб.см теплота сгорания рабочей смеси, кДж/(кмоль раб.см.).

(mcllv)t0tz средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания, кДж/(кмоль град).

tz температура в конце видимого процесса сгорания, °С.

Tz температура в конце видимого процесса сгорания, К.

pz максимальное давление сгорания теоретическое, МПа.

pzд максимальное давление сгорания действительное, МПа.

l степень повышения давления.

Pb давление в конце процесса расширения, МПа.

Tb температура в конце процесса расширения, К.

Tr пр температура остаточных газов проверочная, К.

DTr погрешность расчета, %.

pli теоретическое среднее индикаторное давление, МПа.

pi действительное индикаторное давление, МПа.

hi индикаторный КПД.

gi индикаторный удельный расход топлива.

vп.ср средняя скорость поршня, м/с.

Pм средне давление механических потерь, МПа.

Pe среднее эффективное давление, МПа.

hм механический КПД.

he эффективный КПД.

ge эффективный удельный расход топлива, г/(кВт ч).

Vл литраж двигателя, л.

Vh рабочий объем одного цилиндра, л.

D диаметр поршня, мм.

Fп площадь поршня, см2.

Nл литровая мощность двигателя, кВт/л.

Me крутящий момент, Нм.

Gт часовой расход топлива, кг/ч.

Для теплового баланса.

Задаваемые параметры:

m показатель степени для четырехтактных двигателей.

c коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей.

Рассчитываемые параметры:

Q0 общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом, Дж/с.

Qe теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с, Дж/с.

Qв теплота, передаваемая охлаждающей среде, Дж/с.

(mcllv)t0tr средняя мольная теплоемкость отработавших газов, кДж/(кмоль град).

Qг теплота, унесенная с отработавшими газами, Дж/с.

Qост неучтенные потери теплоты, Дж/с.

qe относительная теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с, %.

qв относительная теплота, передаваемая охлаждающей среде, %.

qr относительная теплота, унесенная с отработавшими газами, %.

qост относительные неучтенные потери теплоты, %.

Для кинематического расчета.

l отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

w угловая скорость коленчатого вала.

Sx перемещение поршня.

R радиус кривошипа.

j угол между осью поршня и кривошипом.

b угол между осью поршня и шатуном.

Vп скорость поршня.

j ускорение поршня.

Для динамического расчета.

Pг сила давления газов.

Pj сила инерции.

Pc центробежная сила.

mп масса поршневой группы.

mш масса шатунной группы.

mшп масса, сосредоточенная на оси поршневого пальца.

mшк масса, сосредоточенная на оси кривошипа.

mк масса, сосредоточенная на оси кривошипа.

mо масса, сосредоточенная на оси коренной шейки.

r радиус средней части щеки.

m'п удельная масса поршня.

m'ш удельная масса шатуна.

m'к удельная масса неуравновешенных частей колена вала.

P суммарная сила.

N нормальная сила.

S сила, действующая вдоль шатуна.

Рк cила, направленная по радиусу кривошипа.

Pт сила, направленная по касательной к окружности.

Mкр.ц крутящий момент одного цилиндра.

Рj1 сила инерции 1-ого порядка.

Рj2 сила инерции 2-ого порядка.

Для расчета маховика.

Jm момент инерции маховика.

Мк крутящий реактивный момент.

Мi индикаторный момент.

d коэффициент неравномерности хода.

wmax максимальное значение угловой скорости на расчетном режиме.

wmin минимальное значение угловой скорости на расчетном режиме.

wср среднее значение угловой скорости на расчетном режиме.

в коэффициент запаса сцепления.

w1 угловая скорость до трогания.

w1 угловая скорость после трогания.

Jавт момент инерции автомобиля.

ik передаточное число коробки передач.

Ма масса автомобиля.

rк радиус колеса.

io передаточное число главной передачи.

Для определения резонансных оборотов двигателя.

dкш диаметр коренной шейки.

dшш диаметр шатунной шейки.

Lкш длинна коренной шейки.

Lкш длинна шатунной шейки.

Мп масса поршневого комплекта.

Мш масса шатунного комплекта.

r плотность материала, из которого сделан коленчатый вал.

Jкш момент инерции кривошипной шейки.

Jшш момент инерции шатунной шейки.

М1 масса верхней части шатуна.

М2 масса нижней части шатунной шейки.

Jщ момент инерции щеки коленчатого вала.

Jв.п.д.ч момент инерции возвратно-поступательных движущихся частей.

М масса частей К.Ш.М., движущихся возвратно-поступательно.

а расстояние от оси вращения до центра масс щеки.

Jкол момент инерции колена коленчатого вала.

Lпр приведенная длина между двумя шатунными шейками колен-вала.

dк диаметр полости в коренной шейке.

dш диаметр полости в шатунной шейке.

Jэкв эквивалентный момент инерции.

Lэкв эквивалентная длина.

wc собственная частота вращения коленчатого вала.

z поправочный коэффициент.

Jp полярный момент сечения.

nрез резонансные обороты коленчатого вала.

Для прочностного расчета.

Для расчета поршневой группы.

Nmax наибольшая нормальная сила.

nх.х.мax максимальная частота вращения холостого хода.

d толщина днища поршня.

Н высота поршня.

hю высота юбки поршня.

t радиальная толщина кольца.

Dt радиальный зазор кольца в канавке поршня.

s толщину стенки головки поршня.

hп высоту стенки головки поршня.

nўм число масляных каналов в поршне.

dм диаметр масляных каналов в поршне.

ап коэффициент линейного расширения поршня.

ац коэффициент линейного расширения цилиндра.

sиз-- напряжение изгиба в днище поршня.

sсж-- напряжение сжатия в сечении х - х.

mх-х масса головки поршня с кольцами, выше сечения х - х.

Pj максимальная разрывающая сила.

sр-- напряжение разрыва.

[sр ]-- допустимое напряжение разрыва.

t напряжение среза в верхней кольцевой перемычке.

sизг-- напряжение изгиба в верхней кольцевой перемычке.

sS-- сложное напряжение в верхней кольцевой перемычке.

[sS] допустимое сложное напряжение в верхней кольцевой перемычке.

g1 удельное давление юбки поршня на стенку цилиндра.

g2 .дельное давление поршня на стенку цилиндра.

Dг диаметр головки поршня.

Dю диаметр юбки поршня.

Д`г диаметральный зазор головки в горячем состоянии.

Д`ю диаметральный зазор юбки в горячем состоянии.

Tц температура стенки цилиндра в рабочем состоянии.

Tг температура стенки головки в рабочем состоянии.

Tю температура юбки поршня в рабочем состоянии.

Е модуль упругости материала кольца.

рср среднее давление кольца на стенку цилиндра.

А0 разность зазоров кольца в свободном и рабочем состоянии.

sиз1 напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии.

sиз2 напряжение изгиба при надевании кольца на поршень.

m коэффициент, зависящий от способа надевания кольца.

Дк монтажный зазор в замке поршневого кольца.

dп наружный диаметр пальца.

dв внутренний диаметр пальца.

lп длина пальца.

lш длина втулки шатуна.

b расстояние между торцами бобышек.

Рz max расчетная газовая сила, действующая на поршневой палец.

Рj расчетная инерционная сила, действующая на поршневой палец.

Р расчетная сила, действующая на поршневой палец.

k коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.

gш удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна.

gб удельное давление пальца на бобышки.

sиз.п напряжение изгиба в среднем сечение пальца.

tс касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна.

Дdп max наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации.

sа 0-- напряжения овализации на верхней поверхности пальца в горизонтальной плоскости.

sа 90 напряжения овализации на верхней поверхности пальца в вертикальной плоскости.

si0 напряжения овализации на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости.

si90 напряжения овализации на внутренней поверхности пальца в вертикальной плоскости.

Для расчета шатунной группы

dг наружный диаметр поршневой головки шатуна.

d внутренний диаметр поршневой головки шатуна.

hг радиальная толщина стенки поршневой головки шатуна.

sг радиальная толщина стенки втулки шатуна.

sв-- предел прочности.

s-1 предел усталости при изгибе.

sт-- предел текучести.

as коэффициент приведения цикла при изгибе и сжатии.

sмах максимальное напряжение пульсирующего цикла.

sм0 среднее напряжение.

ks эффективный коэффициент концентрации напряжения.

eм-- масштабный коэффициент.

eп-- коэффициент поверхностной чувствительности.

ns запас прочности.

DS суммарный натяг.

D натяг посадки бронзовой втулки.

Dt-- температурный натяг.

DТ-- средний подогрев головки втулки.

p удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой.

m коэффициент Пуассона.

sўi-- напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки

sўa-- напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки.

Рj п максимальная сила, растягивающая головку.

Nj 0 нормальная сила в сечение А - 0.

Мj 0 изгибающий момент в сечение А - 0.

цш.з угол заделки.

rср средний радиус головки.

Nj ц ш.з нормальная сила в расчетном сечение от растягивающей силы

Mj ц ш.з изгибающий момент в расчетном сечение от растягивающей силы.

sj--_-- напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы.

Рсж суммарная сила, сжимающая головку.

Nсжцш.з нормальная сила в расчетном сечении от сжимающей силы.

Мсжцш.з изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы.

sа сж-- напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы.

sмах а максимальное напряжение асимметричного цикла.

smin a минимальное напряжение асимметричного цикла.

sм-- среднее напряжение.

sан амплитуда напряжения.

dшш диаметр шатунной шейки шатуна.

tв толщина стенки вкладыша

сб расстояние между шатунными болтами.

lк длину кривошипной головки шатуна.

Рj p максимальная сила инерции.

Wиз момент сопротивления расчетного сечения.

r1 внутренний радиус кривошипной головки шатуна.

Jв момент инерции вкладыша и крышки.

sиз-- напряжение изгиба крышки и вкладыша.

sмах х максимальное напряжение от сжимающей силы.

в плоскости качания шатуна.

sмах у максимальное напряжение от сжимающей силы

в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна.

smix максимальное напряжение от растягивающей силы

sмх-- среднее напряжение цикла в плоскости качания шатуна

sму среднее напряжение цикла в плоскости, перпендикулярной

плоскости качания шатуна.

sах средняя амплитуда цикла в плоскости качания шатуна.

sау средняя амплитуда цикла в плоскости, перпендикулярной

плоскости качания шатуна.

d номинальный диаметр болта.

t шаг резьбы.

iб количество болтов.

Рпр сила предварительной затяжки.

Рб суммарная сила, растягивающая болт.

c коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

sm-- среднее напряжение цикла.

sa-- средняя амплитуда цикла.

nтs запас прочности болта.

Для расчета коленчатого вала.

dкш диаметр коренной шейки.

dшш диаметр шатунной шейки.

lкш длинна коренной шейки.

lшш длинна шатунной шейки.

b ширина щеки.

h толщина щеки.

Wф к.ш момент сопротивления коренной шейки кручению.

Wф ш.ш момент сопротивления кручению шатунной шейки.

tмах максимальное касательное напряжение знакопеременного цикла.

tмin минимальное касательное напряжение знакопеременного цикла.

Т1 момент действующий в плоскости перпендикулярной плоскости кривошипа.

Zl?-- реакция опоры от суммарных сил, действующих в плоскости кривошипа.

Mjм изгибающий момент, действующий в плоскости масляного отверстия.

цМ угол между вертикальной осью шейки и осью масляного канала.

Rшш max максимальная нагрузка на шатунную шейку.

l'шш рабочая ширина одного шатунного вкладыша.

Для расчета корпуса двигателя.

dг толщина стенки гильзы цилиндра.

sp-- напряжение растяжения в гильзе от действия максимального давления газов.

st температурные напряжения в гильзе.

DТ-- температурный перепад между внутренней и наружной поверхностью гильзы.

s?ў-- суммарное напряжение в гильзе от давления газов и перепада температур на наружной поверхности.

sSll-- суммарное напряжение в гильзе от давления газов и перепада

температур на внутренней поверхности.

Fк площадь проекции поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра при верхнем расположении клапанов.

Рўz max сила давления газов, приходящаяся на один болт.

Рпр сила предварительной затяжки.

Рр мах суммарная сила, растягивающая болт.

Рр min минимальная сила, растягивающая болт.

Для расчета механизма ГРМ.

Fгор площадь проходного сечения клапана в седле клапана.

dгор диаметр горловины клапана.

hкл мах максимальная высота подъема клапана.

wр частота вращения распределительного вала.

Мкл суммарная масса клапанного механизма.

Рпр.мах максимальная сила упругости пружин.

К коэффициент запаса.

f0 максимальная деформация пружин.

С жесткость пружины.

dв диаметр витка пружин.

iр число рабочих витков пружин.

iп полное число витков.

Для расчета элементов системы смазки и охлаждения.

Qм количество тепла, отводимого маслом от двигателя.

с м теплоемкость масла.

r<-- плотность масла.

DТм-- температура нагрева масла в двигателе.

Vц циркулярный расход масла.

hн-- объемный коэффициент подачи.

m модуль зацепления зуба.

h высота зуба.

z число зубьев шестерен.

D0 диаметр начальной окружности шестерни.

D диаметр внешней окружности шестерни.

nн частота вращения шестерни (насоса).

b длина зуба шестерни.

p рабочее давление масла в системе.

hмн-- механический КПД масляного насоса.

Nн мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса.

сж средняя теплоемкость воды.

rж средняя плотность воды.

pж напор, создаваемый водяным насосом.

nв*н частота вращения водяного насоса.

Gж циркулярный расход воды в системе охлаждения.

DТж-- температурный перепад воды при принудительной циркуляции.

Gж*р расчетная производительность водяного насоса.

h коэффициент подачи водяного насоса.

r1 радиус входного отверстия крыльчатки.

с1 скорость воды на входе в насос.

r0 радиус ступицы крыльчатки.

u2 окружная скорость потока воды на выходе из колеса.

hh-- гидравлический КПД насоса.

r2 радиус крыльчатки колеса на выходе.

u1 окружная скорость входа потока воды.

b1 ширина лопатки на входе.

d1 толщина лопаток у входа.

zл число лопаток на крыльчатке насоса.

cr радиальная скорость потока на выходе из колеса.

b2 ширина лопатки на выходе.

d2-- толщина лопаток на выходе.

Gў возд количество воздуха, проходящего через радиатор.

DТ возд-- температурный перепад воздуха в решетке радиатора.

Gўж массовый расход воды, проходящей через радиатор.

Тср.возд средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор.

Тср.вод средняя температура воды в радиаторе.

Т вод.вх температура воды перед радиатором.

DТ вод-- температурный перепад воды в радиаторе.

F площадь поверхности охлаждения радиатора.

Dртр-- напор, создаваемый воздушным вентилятором.

r возд-- плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе.

G возд производительность вентилятора.

Fфр.рад Фронтовая поверхность радиатора.

wвозд-- скорость воздуха перед фронтом радиатора.

Dвент диаметр вентилятора.

u окружная скорость вентилятора.

y;--безразмерный коэффициент для плоских лопастей.

nвент частота вращения вентилятора.

Nвент мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора.

hв-- КПД клепаного вентилятора.

1. Тепловой расчет и тепловой баланс проектируемого двигателя

1.1 Тепловой расчет

1.1.1 Исходные данные

Таблица 3.1 Основные задаваемые параметры

1. Эффективная мощность Ne ,кВт	60
2. Номинальная частота вращения коленчатого вала n ,мин-1	6500
3. Степень сжатия ?	9,5

1.1.2 Топливо

В соответствии с заданной степенью сжатия можно использовать бензин марки АИ-93 *

Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина:

Углерод С- 85,5 % или	С =	0,855	mт =	115	кг/кмоль
Водород Н-14,5 %	Н =	0,145

Низшая теплота сгорания топлива ** :

Hu=1000 (33,91С+125,6 Н-10,89 (О-S)-2,51 (9 Н+W)) = 43930 кДж/кг

1.1.3 Параметры рабочего тела

Найдем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива по его элементарному составу.

L0=1/0,208(C/12+H/4-O/32) = 0,5168 кмоль возд/кг топл.

l0=1/0,23(8C/3+8H-O) =14,9565 кг возд/кг топл.

Далее тепловой расчет будем проводить для семи режимов работы

Двигателя, начиная с1500 мин-1 и далее с шагом 1000 мин-1 до 7500 мин-1.

1-ый режим n1= 1500 мин-1 5-ый режим n5= 5500 мин-1

2-ой режим n2= 2500 мин-1 6-ой режим n6= 6500 мин-1

3-ий режим n3= 3500 мин-1 7-ой режим n7= 7500 мин-1

4-ый режим n4= 4500 мин-1

Зададим коэффициент, зависящий от отношения количества водорода

к оксиду углерода, содержащихся в продуктах сгорания:

для бензина К =0,5

Исходя из того, что двигатель с системой впрыска топлива может обеспечить

наиболее экономичный состав смеси, примем коэффициент избытка

воздуха равным единице на всех режимах.

a =1

Рассчитаем количество горючей смеси: (Приложение А)

следующие:

(mcllv)t0600 = 24,586 кДж/(кмоль град) при tr = 600 °С

(mcllv)t0700 = 25,021 кДж/(кмоль град) при tr = 700 °С

(mcllv)t0800 = 25,441 кДж/(кмоль град) при tr = 800 °С

(mcllv)t0900 = 25,847 кДж/(кмоль град) при tr = 900 °С

(mcllv)t01tr1 = 25,008 кДж/(кмоль град) при tr1 = 697 °С

(mcllv)t02tr2 = 25,155 кДж/(кмоль град) при tr2 = 732 °С

(mcllv)t03tr3 = 25,281 кДж/(кмоль град) при tr3 = 762 °С

(mcllv)t04tr4 = 25,386 кДж/(кмоль град) при tr4 = 787 °С

(mcllv)t05tr5 = 25,449 кДж/(кмоль град) при tr5 = 802 °С

(mcllv)t06tr6 = 25,490 кДж/(кмоль град) при tr6 = 812 °С

(mcllv)t07tr7 = 25,510 кДж/(кмоль град) при tr7 = 817 °С

Qг1 = 11700Дж/с Qг5 = 52837Дж/с

Qг2 = 21503Дж/с Qг6 = 61572Дж/с

Qг3 = 32010Дж/с Qг7 = 69016Дж/с

Qг4 = 42808Дж/с

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива, т.к DHu=0 на всех режимах, тоже равна нулю, что видно из следующей формулы:

Qн.сi = DHu Gтi / 3,6

Найдем неучтенные потери теплоты:

Qостi = Q0i -(Qei + Qгi+ Qвi + Qн.сi)

Qост1 = 690Дж/с Qост4 = 6727Дж/с Qост6 = 12476Дж/с

Qост2 = 1701Дж/с Qост5 = 9761Дж/с Qост7 = 15736Дж/с

Qост3 = 3993Дж/с

Составляющие теплового баланса удобнее представлять в относительных величинах: в процентах по отношению ко всей теплоте, подведенной с топливом.

Примем общее количество теплоты Q0 за 100%.

Тогда относительная теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с qe будет равна:

qe1 =46,5% qe4 = 39,6% qe6 = 33,0%

qe2 =44,7% qe5 = 36,5% qe7 = 28,7%

qe3 =42,5%

Относительная теплота, передаваемая охлаждающей среде:

qв1 =23,3% qв4 =22,5% qв6 =26,3%

qв2 =22,7% qв5 =23,9% qв7 =29,4%

qв3 =22,0%

Относительная теплота, унесенная с отработавшими газами:

qr1 = 28,5% qr4 = 32,7% qr6 = 33,9%

qr2 = 30,2% qr5 = 33,4% qr7 = 34,1%

qr3 = 31,5%

Относительные неучтенные потери теплоты:

qост1 =1,7% qост4 =5,1% qост6 = 6,9%

qост2 =2,4% qост5 =6,2% qост7 = 7,8%

qост3 =3,9%

1.2.2 Результаты теплового баланса

Таблица данных и результатов теплового баланса.

Таблица 3.2

Параметры	Режимы
	1-ый	2-ой	3-ий	4-ый	5-ый	6-ой	7-ой
n, мин-1	1500	2500	3500	4500	5500	6500	7500
Qe, Дж/с	19066	31908	43123	51881	57735	60000	58128
qe, %	46,5	44,7	42,5	39,6	36,5	33,0	28,7
Qв, Дж/с	9530	16208	22379	29509	37878	47778	59532
qв, %	23,3	22,7	22,0	22,5	23,9	26,3	29,4
Qг, Дж/с	11700	21503	32010	42808	52837	61572	69016
qr, %	28,5	30,2	31,5	32,7	33,4	33,9	34,1
Qост, Дж/с	690	1701	3993	6727	9761	12476	15736
qост, %	1,7	2,4	3,9	5,1	6,2	6,9	7,8
Q0, Дж/с	40986	71321	101505	130925	158212	181825	202411
q0, %	100	100	100	100	100	100	100

2. Кинематика и динамика двигателя

2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

2.1.1 Общие сведения

В двигателях внутреннего сгорания кривошипно-шатунный механизм может быть центральным, когда оси коленчатого вала и цилиндров лежат в одной плоскости (рис. 4.1, а), или смещенным (дезаксиальным), когда оси коленчатого вала и цилиндров лежат в разных плоскостях (рис. 4.1, б).

В рассчитываемом двигателе кривошипно-шатунный механизм проектируем центральным, так как такие механизмы получили наибольшее распространение.

В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил примем отношение радиуса кривошипа к длине шатуна равным 0,30. Выбранное значение обеспечивает условие не задевания шатуна за кромку цилиндра.

Расчет кинематики кривошипно-шатунного механизма сводится к определению пути, скорости и ускорения поршня. При этом допускаем, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью (?-const). Это позволяет рассматривать все кинематические величины в виде функциональной зависимости от угла поворота коленчатого вала f, который при w-const пропорционален времени.

Рис. 4.1. Схема кривошипно-шатунных механизмов:

а - центрального; б - смещенного (дезаксиального)

2.1.2 Перемещение поршня

Перемещение поршня в зависимости от угла поворота кривошипа для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом определяется по следующей формуле:

Sx=R[(1- cosj)+1/l(1-cosb)]. (4.1)

Перепишем это выражение в зависимости перемещения поршня только от одного угла j, заменив cosb следующим выражением:

cosb=1-1/2l2sin2j-1/8l4sin4j-...

таким образом получим:

Sx=R[(1-cosj)+l/4(1-cos2j)]. (4.2)

Множитель в квадратных скобках представлен в таблице 7.1 источник [1] стр. 155.

Из уравнения (4.2) следует, что при j =90 S90=R(1+l/2) м, а при--j =180 S180 =2R м, таким образом видно ,что поршень проходит больше половины своего пути по первой четверти окружности (0-90) движения кривошипа, вследствие совпадений перемещений шатуна при движении кривошипа. При движении кривошипа по второй четверти окружности (0-180) направления перемещений шатуна не совпадают и поршень проходит меньший путь, чем за первую четверть.

2.1.3 Скорость поршня

При перемещении поршня скорость (м/с) его движения является величиной переменной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения l:

vп=ds/dt=(djds)/(dtdj)=wR(sinj+l/2sin2j). (4.3)

Значения множителя в скобках приведены в таблице 7.2 источник [1] стр.157.

Из уравнения следует, что скорость поршня в мертвых точках равна нулю. При j=90 vп=Rw, а при j=270 vп=-Rw, т.е. в этих точках абсолютные значения скорости поршня равны окружной скорости оси шатунной шейки коленчатого вала.

Максимальная скорость поршня зависит от величины l и достигается при j<90 (+vп) и j>270 (-vп). С увеличением l максимальные значения скорости поршня растут и сдвигаются в стороны мертвых точек. Приближенная формула для скорости поршня имеет следующий вид:

Vп max=wR(1+l2)1/2. (4.4)

2.1.4 Ускорение поршня

Ускорение поршня рассчитывается по следующей формуле:

dvп/dt=(djdvп)/(dtdj)=w2R(cosj+lcos2j). (4.5)

Значения множителя, заключенного в скобки, в зависимости от l и--j приведены в таблице 7.3 источник [1] стр. 160.

Максимальное значение ускорения поршня достигается при j=0:

jmax=w2R(1+l). (4.6)

Минимальное значение ускорения поршня достигается в точке j=arccos(-1/4l), т.к. значение l>0,25. Тогда:

jmin=-w2R[l+1/(8l)]. (4.7)

2.1.5 Результаты кинематического расчета

Таблица результатов кинематического расчета.

Таблица 4.1

j, град	Sx, мм	vп, м/с	j, м/с2	j, град	Sx, мм	vп, м/с	j, м/с2
0	0,00	0,00	17250	190	79,57	-2,82	-9327
10	0,79	5,18	16808	200	78,29	-5,66	-9419
20	3,11	10,10	15518	210	76,14	-8,53	-9501
30	6,86	14,51	13482	220	73,12	-11,41	-9473
40	11,84	18,21	10856	230	69,23	-14,25	-9220
50	17,81	21,05	7838	240	64,50	-16,96	-8625
60	24,50	22,94	4644	250	58,98	-19,43	-7588
70	31,62	23,87	1489	260	52,77	-21,51	-6045
80	38,87	23,87	-1437	270	46,00	-23,04	-3981
90	46,00	23,04	-3981	280	38,87	-23,87	-1437
100	52,77	21,51	-6045	290	31,62	-23,87	1489
110	58,98	19,43	-7588	300	24,50	-22,94	4644
120	64,50	16,96	-8625	310	17,81	-21,05	7838
130	69,23	14,25	-9220	320	11,84	-18,21	10856
140	73,12	11,41	-9473	330	6,86	-14,51	13482
150	76,14	8,53	-9501	340	3,11	-10,10	15518
160	78,29	5,66	-9419	350	0,79	-5,18	16808
170	79,57	2,82	-9327	360	0,00	0,00	17250
180	80,00	0,00	-9288

2.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма

двигатель шатунный тепловой кинематика

2.2.1 Общие сведения

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма (КШМ) заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ, а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя. Во время работы двигателя на детали КШМ действуют силы давления газов (Pг) цилиндре, силы инерции (Pj), центробежные силы (Pc), давление на поршень со стороны картера (приблизительно равно атмосферному) и силы тяжести (в динамическом расчете не учитываем). Силы, действующие в КШМ показаны на рис. 4.2.

Рис.4.2. Силы, действующие на детали кривошипно-шатунного механизма

2.2.2 Приведение масс частей КШМ

По характеру движения массы деталей КШМ можно разделить на движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна); совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна) и совершающие сложное плоскопараллельное движение (стержень шатуна).

Для упрощения расчета действительный КШМ заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Массу поршневой группы mп считают сосредоточенной в точке А (рис. 4.3, а). Массу шатунной группы mш заменяют двумя массами, одна из которых (mшп) сосредоточена на оси поршневого пальца в точке А, а другая (mшк) - на оси кривошипа в точке B.

В расчетах примем значение mшп=0,275mш и значение mшк=0,725mш.

Массу кривошипа заменяют двумя, сосредоточенными на оси кривошипа в точке B (mк) и на оси коренной шейки в точке О (mо) (рис. 4.3, б). Масса коренной шейки с частью щек, расположенных симметрично относительно оси вращения, является уравновешенной. Масса (кг), сосредоточенная в точке B:

mк=mшш+2mщr/R. (4.8)

Рис. 4.3. Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная КШМ

а- приведенная системе КШМ, б- приведение масс кривошипа

Таким образом, динамически эквивалентная система сосредоточенных масс, состоит из массы mj=mп+mшп, сосредоточенной в точке А и имеющей возвратно поступательное движение, и массы mR=mк+mшк, сосредоточенной в точке B и имеющей вращательное движение.

По исходя из данных прототипа зададим m'п=100 кг/м2, удельная масса шатуна m'ш=110 кг/м2 и удельная масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов ( для литого чугунного вала) m'к=120 кг/м2.

Таким образом:

Масса поршневой группы: mп=m'п Fп= 0,441 кг.

Масса шатуна: mш=m'ш Fп= 0,482 кг.

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов:

mк=m'к Fп= 0,521 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца: mшп=0.275 mш= 0,132 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа: mшк=0.725 mш= 0,349 кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательные движения: mj = mп+mшп = 0,573 кг.

Массы, совершающие вращательные движения: mR = mк+mшк= 0,653 кг.

2.2.3 Динамический расчет

Динамический расчет выполнен программой, созданной кафедрой «Автомобили и двигатели» МГИУ.

Суммарная сила: Р = Рг + Рj

Нормальная сила: N = P tg в

Сила, действующая вдоль шатуна: S = P(1/cosв)

Сила, направленная по радиусу кривошипа: Рк = Р cos(ц + в)/ cosв

Сила, направленная по касательной к окружности: Рт = Р sin(ц + в)/ cosв

Крутящий момент одного цилиндра: Mкр.ц =Т R.

Сила инерции от возвратно - поступательно движущихся масс:

Рj = - mj j = - mj R 2 (cos ц + л cos 2ц)

Рj = Рj1 + Рj2 = - (mj R 2 cos ц + mj R 2 л cos 2ц)

Центробежная сила инерции вращающихся масс:

Рс = - mR R 2 =0,653 0,04 5762=8655,9 Н.

Рс = Рсш + Рск = - (mш. к. R 2 + mк R 2)

2.3 Уравновешивание

Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя и их моменты полностью уравновешенны: УРс = 0; УМс = 0

Силы инерции первого порядка и их моменты также уравновешенны:

У Рj1 = 0; У Мj1 = 0

Силы инерции второго порядка во всех цилиндрах направлены в одну сторону:

У Рj2 = 4 Рj2 = 4 mj R щ2 л cos 2

Уравновешивание сил инерции второго порядка в рассчитываемом двигателе нецелесообразно, так как применение двух вальной системы с противовесами для уравновешивания У Рj2 значительно усложнит конструкцию.

Рис 4.4. Схема уравновешивания двигателя R4

1- грузы для уравновешивания сил инерции 2-го порядка,

2- грузы для уравновешивания центробежных сил инерции (нащечные противовесы)

2.4 Расчет маховика

Расчет маховика сводится к расчету момента инерции маховика Jm. Выбирается большее значение момента инерции из двух значений, которые определяются из аналитической связи с коэффициентом неравномерности вращения и из условия трогания машины с места.

Определение момента инерции маховика Jm из аналитической связи с коэффициентом неравномерности вращения:

= J 2ср

- коэффициент неравномерности хода.

= (max - min)/ср

Определение момента инерции маховика (Jмах) из условия трогания машины с места:

Jm = (Jавт в1/(2 i2к))/((1 - 1/2)(в - 1))

в = 1,6 - коэффициент запаса сцепления.

Jавт = Ма r2к / i2o

Определение моентов инерции.

Таблица 4.2

Мавто (кг)	rk(м)	ik	i0	b	w1/w2	Jaвто(кг*м2)	Jмах(кг*м2)
1215	0,23	3,7	4,1	1,6	0,117	3,82	0,099

Из результатов динамического расчета построим график зависимости крутящего момента от угла поворота коленчатого вала.

2.5 Определение резонансных оборотов двигателя

Размеры коленчатого вала, выбранные по прототипу:

dкш=51мм , dшш=48мм , Lкш=28мм , Lкш =24мм , S=80мм , Н=138мм , h=17мм , dк=48мм ,dш=43мм , Мп=0,44кг , Мш=0,48кг

Момент инерции маховика Jмах=0,1кг*м2.

Расчетные формулы для оценки значения собственной частоты вращения коленчатого вала (wc1) и для определения резонансных оборотов коленчатого вала:

1) Определение момента инерции кривошипной шейки:

Jкш=p dкш4 Lкш r/32 (кг м2).

2) Определение момента инерции шатунной шейки:

Jшш=(p dшш4 Lшш r/32 )+( p dкш2 Lшш r 2/ 4)+(М2 r 2) (кг м2).

3) Определение момента щеки коленчатого вала:

Jщ=(Н b ( b2+ Н2) h r/12) +(h H b r a2) (кг м2).

4) Определение момента инерции возвратно-поступательных движущихся частей:

Jв.п.д.ч.=М r2/2 (кг м2), где М=Мп+М1.

5) Определение момента инерции колена коленчатого вала:

Jкол.= Jкш+ Jшш+2 Jщ+ Jв.п.д.ч ,

проверка : SJкол=0,1 Jмах , r=7,2 г/см3

6) Находим приведенную длину между двумя шатунными шейками коленчатого вала:

Lпр=(Lкш+(0,6 h dкш)/ Lкш)+(0,8 Lшш+(0,2 b dшш)/r) (( dкш4-dк4)/ ( dшш4-dш4))+(r3/2 ( dкш4-dк4)/ (dшш1/2 h b3)) ( м ).

( проверка Lпр=0,2 … 0,8 м)

7) Эквивалентный момент инерции:

Jэкв=SJкол

8) Эквивалентная длина:

Lэкв=(SJi Li)/Jэкв (м)

9) Собственная частота вращения коленчатого вала:

wc=(cэкв ( Jэкв+ Jмах)/( Jэкв Jмах))1/2 z ,

где поправочный коэффициент z=1,1 (для R4, R5, R6 , V8 ) , cэкв=G Jp/ Lэкв , Jp=(p dкш4)/32 , где

10) Резонансные обороты кол. вала nрез= 60 wc/p iц с, где с=1 , с=2 , с=3.

Определение резонансных оборотов двигателя.

Таблица 4.3

dк.ш.(мм)	dш.ш.(мм)	Lкш(мм)	Lшш(мм)	S(мм)	r(кг/мм3)	H(мм)	h(мм)
64	58	27	21	82	0,0000072	140	15
b(мм)	dк(мм)	dш(мм)	L1(мм)	L2(мм)	L3(мм)	L4(мм)	Lэкв(мм)
10	46	40	1255	897	538	179	717,25
r(мм)	z	с	n	Mш(кг)	Мп(кг)	М1(кг)	M2(кг)
41	1,1	1	4	0,5	0,32	0,125	0,375
iц	G (кг/мм2)	Jмaх (кг*мм2)	Jщ (кг*мм2)	Jк.ш. (кг*мм2)	Jш.ш. (кг*мм2)	Jв.п.д.ч. (кг*мм2)	wc
4	160000000	99000	410,887	320,1961096	1469,887282	374,0225	6311,83
Jкол (кг*мм2)	Lпр (мм)	Jэкв (кг*мм2)	Jp (мм4)	cэкв (кг мм/рад)	Sjкол (кг мм2)	0,1Jmax	n резc1 (об/мин)
2985,88	358,74	11943,52	1647099	367425434181,2	11943,51963	17000	30137
	n резc2 (об/мин)
	15068
	n резc3 (об/мин)
	10046

По результатам расчета видно, что наиболее опасные крутильные колебания от главных моторных гармоник наблюдаются при частотах, значительно превышающих рабочие частоты двигателя.

Рис.4.6. Приведенная схема сосредоточенных масс

3. Прочностной расчет

3.1 Расчет поршневой группы

3.1.1 Расчет поршня

На основании данных теплового расчета, скоростной характеристики и динамического расчета получили: диаметр поршня D=75 мм, ход поршня S=80 мм, действительное максимальное давление сгорания Pz.д=6,47 МПа при оборотах коленчатого вала n=3000 мин-1, площадь поршня Fп =44.15 см2, нормальная наибольшая сила Pn max=0.0045 МН при --j= 470є , масса поршневой группы mп=0,44 кг, частоту вращения n х,х.мax = 5000 мин-1 и l=0.3.

Рис. 5.1. Схема поршня

В соответствие с аналогичными двигателями и с учетом соотношений, приведенных выше, принимаем: толщину днища поршня = 7 мм, высоту поршня Н = 63 мм высоту юбки поршня hю = 39 мм, радиальную толщину кольца t = 3 мм, радиальный зазор кольца в канавке поршня t = 0,5 мм, толщину стенки головки поршня s = 10 мм, высоту колц. перемычки hп = 3 мм, число и диаметр масляных каналов в поршне nм = 10 и dм = 1 мм, Материал поршня - алюминиевый сплав, ап = 22 * 10-6 1/К, материал зеркала цилиндра - чугун

ац = 11 * 10-6 1/К,

Напряжение изгиба в днище поршня:

из = pzд (ri/)2 = 6,47 (24/7)^2 = 76,0 МПа

где ri = D/2 - (S + t + t) = (75/2) - (10 + 3 + 0,5) = 24 мм

из = 20 - 25 МПа 2

Вывод: так как из > из, следовательно днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости,

Напряжение сжатия в сечении х - х:

сж = Рzд/Fх-х = 0,028565 / 0,001689 = 169,12 МПа

где Рzд = pzд Fп = 6,47 44,15 10-4 = 0,028565 МН;

Fх-х = (/4)(d2к - d2i ) - nм F =[ (3,14/4) ((672)-( 472))-10 10 ] 10-6 = 0,001689 м2

F = (dк - di) dм /2 = (67-47) 1/2= 10 мм2,

dк = D - 2(t + t) = 67 мм

di = D - 2(s + t + t) = 47 мм,

Напряжение разрыва в сечении х - х:

Максимальная угловая скорость холостого хода

щх,х,max = р nх,х,мax/30 = 3,14 5000/30 = 628 рад/с

Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х - х

mх-х = 0,5 mп =0,5 0,44 = 0,22 кг

Максимальная разрывающая сила

Pj = mх-х R щ2х,х,max (1 + л) =0,22 0,04 (6282) (1+0,3) = 4511,75 10-6 МН

Напряжение разрыва

р = Pj/ Fх-х =4511,75 10-6 /0,001689 =2,67МПа

р = 4 - 10 МПа 2

Вывод: так как р < р , следовательно выбранные размеры обеспечивают необходимый запас прочности при напряжениях на разрыв,

Напряжение среза кольцевой перемычки:

t= 0,0314 pzд D/ hп = 0,0314 6,47 75/3 = 5,07 МПа

Напряжение изгиба кольцевой перемычки:

изг = 0,0045 pzд (D/ hп)2 =0,0045 6,47 (75/3) 2 = 18,19 МПа

Cложное напряжение по третьей теории сложности:

У = (2из + 4t2)0,5 =(18,19 2 + 4 5,07 2) 0,5 = 20,80 МПа

У = 30 - 40 МПа 2

Вывод: так как У < У , следовательно, выбранные размеры обеспечивают необходимый запас прочности в верхней кольцевой перемычке при сложном нагружении.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

g1 = Pn max/( hюD) = 0,0045 /(0,039 0,075) = 1,53 МПа

g2 = Pn max/(H D) = 0,0045 /(0,063 0,075) = 0,95 МПа

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

Dг = D - Дг = 75 - 0,525 = 74,475 мм

Dю = D - Дю = 75 - 0,15 = 74,85 мм

где Дг = 0,007D = 0,007 75 = 0,525 мм,

Дю = 0,002D=0,002 75 = 0,15 мм

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

Д`г = D[1 + бц(Tц - T0)] - Dг[1 + бп(Tг - T0)] =

= 75 (1 + 11 10-6 (383 - 293)) - 70,503 (1 + 22 10-6 (593 - 293)) =0,10197 мм

Д`ю = D[1 + бц(Tц - T0)] - Dю[1 + бп(Tю - T0)] =

= 75 (1 + 11 10-6 (383 - 293)) - 70,858 (1 + 22 10-6 (413 - 293)) =0,0252мм

где Tц = 383 K, Tг = 593 К, Tю = 413 К;

бц = 11 * 10-6 1/К, бп = 22 * 10-6 1/К

3.1.2 Расчет поршневого кольца

Материал кольца - серый легированный чугун, Е = 1,2 105 МПа

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

рср = 0,152Е (А0/t)/[(D/t - 1)3 (D/t)]=(0,152 1,2 105 9/3) / ((75/3-1)3(75/3))=0,19154 МПа

где А0 = 3t = 3 3 = 9 мм

Давление кольца на стенку цилиндра в различных тачках окружности р = рср мк

По этим данным построим эпюру давлений кольца на стенку цилиндра

Давление кольца на стенку цилиндра.

Таблица 5.1

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

из1 = 2,61 рср (D/t - 1)2 =2,61 0,19154 (75/3 - 1) 2 = 287,9 МПа

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

из2 = 4Е(1 - 0,114 А0/t) / [m (D/t - 1,4) (D/t)] =

= 4 1,2 105 (1-0,114 9/3) / (1,57 (75/3-1,4) (75/3)) = 342,7 МПа

где m = 1,57

из2 > из1 из = 220 - 450 МПа 2

Вывод: так как из2 < из следовательно выбранные размеры обеспечивают необходимый запас прочности поршневого кольца.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца:

Дк = Д`к + рD[бк (Tк - T0) - бц(Tц - T0)] =

= 0,08 + 3,14 75 (11 10-6 (493-293) -11 10-6 (383-293)) = 0,39мм

где Д`к = 0,08, Tц =383 К, Tк =493 К, T0 = 293 К,

3.1.3 Расчет поршневого пальца

Расчет производим на режиме максимального крутящего момента.

Кроме приведенных выше данных для расчета, принимаем: рz max= pzд = 6,47 МПа при n = 2000 мин-1, наружный диаметр пальца dп = 22 мм, внутренний диаметр пальца dв = 14 мм, длину пальца lп = 69 мм, расстояние между торцами бобышек b = 26 мм, Материал - сталь 15Х, Е = 2,0 105 МПа. Палец запрессован.

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

газовая

Рz max = рz max Fп =6,47 44,15 10-4 = 0,0285МН

инерционная

Рj = - mп щ2м R (1 + л)10-6=- 0,44 2092 0,04 (1 + 0,3)10-6 = -0,00099 МН

где щм = р n/30 = 3,14 2000/30 = 209 рад/с

расчетная

Р = Рz max + kРj = 0,0285 - 0,82 0,0099 = 0,0204 МН

где k = 0,82

Удельное давление пальца на бобышки:

gб = P/ dп (lп - b) =0,0204 / (0,022 (0,069 - 0,026)) = 21,56 МПа

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

t= 0,85P(1 + б + б2)/[ (1 - б4) dп2] =

= 0,85 0,0204 (1 + 0,4 + 0,42) / ((1 - 0,44) 0,0222) = 67,62 МПа

[t] = 60 - 250 МПа 2

Вывод: так как t<[t], следовательно, выбранные размеры обеспечивают необходимый запас прочности в сечениях между бобышками и головкой шатуна на срез.

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

Дdп max = 1,35P[0,1 - (б - 0,4)3] [(1 + б)/(1 - б)]3 / (E lп) =

= 1,35 0,0204 (0,1 - (0,4 - 0,4) 3) ((1 + 0,4)/(1 - 0,4)) 3/ (2 105 0,069) = 0,000004мм

[Дdп max] = 0,02 - 0,05 мм

Вывод: так как Дdп max < [Дdп max], следовательно, выбранные размеры обеспечивают необходимый запас диаметра при максимальной овализации пальца.

Напряжения овализации на верхней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости

0° = 3,48 МПа

в вертикальной плоскости

90° = -18,43 МПа

Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости

i 0° = - -114.57 МПа

в вертикальной плоскости

i 90° = 120.17 МПа

3.2 Расчет шатунной группы

Рис 5.3. Схема шатуна

3.2.1 Поршневая головка шатуна

Из теплового и динамического расчетов имеем давление сгорания pzд = 5,38 МПа на режиме n = nN = 5500 об/мин при ц = 370°, массу поршневой группы mп = 0,44 кг, массу шатунной группы mш = 0,48 кг, максимальную частоту вращения на холостом ходу nх,х,мax = 5000 об/мин, ход поршня S = 80 мм, площадь поршня Fп = 44,15 см2, л = 0,3 , Из расчета поршневой группы имеем диаметр поршневого пальца dп = 22 мм, Принимаем: наружный диаметр головки dг = 32 мм, внутренний диаметр головки d = 22 мм, радиальную толщину стенки головки hг = (dг - d) = (32- 22)/2 = 5 мм,

Материал шатуна - углеродистая сталь 45Г2; Еш = 2,2 105 МПа, аг = 10-51/К,

По таблицам 43 и 45 1 для углеродистой стали 45Г2:

предел прочности в = 800 МПа;

предел усталости при изгибе -1 = 350 МПа и растяжении - сжатии -1р = 210 МПа;

предел текучести т = 420 МПа;

коэффициенты приведения цикла при изгибе = 0,17 и растяжении - сжатии = 0,12

Отношение предела усталости при изгибе к текучести:

= -1 / т = 350/420 = 0,833 и ( - ) / (1 - )

= (0,833 - 0,17)/(1 - 0,833) = 3,97

Отношение предела усталости при растяжении - сжатии к текучести:

= -1р / т = 210/420 = 0,5и( - ) / (1 - )

= (0,5 - 0,12)/(1 - 0,5) = 0,76

Расчет сечения I - I рис. 5.3

Максимальное напряжение пульсирующего цикла:

max =(mп + 0,06 mш) 2х,х,мax R(1 + ) / (2 hг lш) =

= (0,44 + 0,06 0,48) 5242 0,04 (1 + 0,3) / (2 2 24) = 51,23 МПа

где х,х,мax = nх,х,мax / 30 = 3,14 х 5000/30 = 524 рад/с

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m0 = а0 = max/2 =51,23 /2 = 25,614 МПа

а к0 = а0 k/(м п) = 25,614 *1,272 / (0,85 * 0,9) = 42,589 МПа

где k = 1,2 + 1,8 10-4 (в - 400) = 1,2 + 1,8 10-4 (800 - 400) = 1,272 м = 0,85 -, определяется по таблице 48 2 (максимальный размер в сечении I - I составляет 30 мм); п = 0,9 -, определяется по таблице 49 2 (чистовое обтачивание внутренней поверхности головки).

Так как а к0/m0 =42,589 /25,614 = 1,663 ( - ) / (1 - ) = 0,76,

то запас прочности в сечении I - I определяется по пределу усталости:

n = -1р/(а к0 + m0) = 210/(42,589 + 0,12 25,614) = 4,6

Расчет сечения А - А

Максимальная сила, растягивающая головку на режиме n = nN:

Рj п = - mп R2(1 + ) =-7573 Н

где = nN / 30 = 3,14 5500/30 = 575 рад/с

Нормальная сила и изгибающий момент в сечение 0 - 0:

Nj 0 = - Рj п (0,0572 - 0,0008цш,з,)=7573 (0,572 - 0,0008 105) = 3695,6 Н

Мj 0 =- Рj п rср(0,00033цш,з,-0,0297)= 7726 0,011 (0,00033 105 - 0,0297) = 0,449 Нм

где цш,з,= 105; rср = (dг + d)/4 = (22 + 22)/4 = 11 мм.

Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечение от растягивающей силы:

Nj ц ш,з = Nj 0 cos цш,з, - 0,5 Рj п (sin цш,з - cos цш,з) =4355,5 Н

Mj ц ш,з = Mj 0 + Nj 0 rср (1 - cos цш,з,) - 0,5 Рj п rср (sin цш,з - cos цш,з) =0,248 Нм

Напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы:

а j ==49,34 МПа

где К = Еш Fг / (Еш Fг + Ев Fв) = 2,2 105 96 / (2,2 105 96 + 1,15 105 48) =0,793;

Суммарная сила, сжимающая головку:

Рсж = (pzд - p0)Fп - mп R2(cosц + cos2ц)=17195 Н

Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы:

Nсжцш,з = Рсж =42,99 Н

Мсжцш,з = Рсж rср

=-0,26 Нм

где = 0,0001; = 0,0005 определены по таблице52 2

Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:

а сж ==-15,92 МПа

Максимальное и минимальное напряжение асимметричного цикла:

max = а + а j =40,1+49,34= 89,44 МПа

min = а + а сж =40,1-15,92= 24,18 МПа

Среднее напряжение и амплитуды напряжения:

m = (max + min)/2 = (89,44+24,18)/2=56,81 Мпа

a = (max - min)/2 = (89,44-24,18)/2=32,63 МПа

a к = a k /(м п) = 32,63 1,272/(0,85 0,9) = 54,26 МПа

Так как а к/m0 = 54,26 /56,81 = 0,955 ( - ) / (1 - ) = 3,97,

то запас прочности в сечении А - А определяется по пределу текучести:

n = т/(а к + m) = 420/(54,26 + 56,81) = 3,78

3.2.2 Кривошипная головка шатуна

Из теплового и динамического расчетов имеем радиус кривошипа R = 0,04 м, массу поршневой группы mп = 0,44 кг, массу шатунной группы mш = mш, п, + mш, к, = 0,132 + 0,349 = 0,48 кг, максимальную частоту вращения на холостом ходу х,х,мax = 628 рад/с, ход поршня S = 80 мм, площадь поршня Fп = 44,15 см2, л = 0,3. Принимаем: диаметр шатунной шейки dшш = 48 мм, толщину стенки вкладыша tв = 3 мм, расстояние между шатунными болтами сб = 65 мм, длину кривошипной головки lк = 23 мм.

Максимальная сила инерции:

Рj p = - R2х,х,мax (mп + mш,п) (1 + ) + (mш,к + mкр) х 10-6 =-0,0185МН

где mкр = 0,25 mш = 0,25 * 0,394 = 0,0985 кг

Момент сопротивления расчетного сечения:

Wиз = lк (0,5 сб - r1)2/6 =11,5 10-10 м3

где r1 = 0,5(dшш + 2 tв) = 0,5 (48 + 2 3) = 27мм.

Момент инерции вкладыша и крышки:

Jв = lк tв3 = 23 33 10-12 =621 10-12 м4

J = lк (0,5 сб - r1)3 10-12 =3826 10-12 м4

Напряжение изгиба крышки и вкладыша:

из ==697 МПа

где Fг = lк 0,5 (сб - dшш) = 23 0,5(65-48) 10^-6 = 0,0001955 м2

3.2.3 Стержень шатуна

Расчет стержня шатуна проводят на режиме максимальной мощности.

Из динамического расчета имеем: Рсж = Рг + Рj = 28659 Н = 0,028659 МН при ц = 370°, Рр = Рг + Рj = - 25239Н = - 0,025239 МН при ц = 0°, Lш = 132 мм,

Принимаем: hш = 28 мм, bш = 14 мм, aш = 4 мм, tш = 3 мм,

Площадь и моменты инерции расчетного сечения В - В:

Fср = hш bш- (bш - aш)(hш -2 tш)= 28 14- (14 - 4)(28 - 2 3) = 172 мм2 = 172 10-6 м2

Jx = bш h3ш - (bш - aш)(hш - 2 tш)3/12=16737 мм4 =167.37 10-10 м4

Jу = b3ш hш - (bш - aш)3(hш - 2 tш)/12=4569 мм4 =45.69 10-10 м4

Максимальное напряжение от сжимающей силы:

в плоскости качания шатуна

max х = Кх Рсж/ Fср = 1,0008 0,028659/(172 10-6) = 166,7 МПа

где Кх = =1.0008

в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна

max у = Ку Рсж/ Fср = 1.001 0,028659 /(172 10-6) = 166,73 МПа

где Ку = = 1,001

L1 = Lш - (d + d1)/2 = 132 - (21.95 + 51.4)/2 = 95.4 мм

Максимальное напряжение от растягивающей силы:

min = Pp/ Fср = - 0,025239 /172 10-6 = -146.7 МПа

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

mх = (max х + min)/2 = (166.7-146.7)/2 = 10 МПа

mу = (max у + min)/2 = (166.73-146.7)/2 = 10.01 МПа

ах = (max х - min)/2 = (166.7+146.7)/2 = 156.7 МПа

ау = (max у - min)/2 = (166.73+146.7)/2 = 156.71 МПа

акх = ах k/(м п) =156.7 * 1,272/(0,85 1,3) = 180.38 МПа

аку = ау k/(м п) =156.71 * 1,272/(0,85 1,3) = 180.39 МПа

где k = 1,2 + 1,8 10-4(в - 400) = 1,2+1,8 10-4(800 - 400) = 1,272

Так как акх /mх = 180.38 /180.39=0.999999 ( - ) / (1 - ) = 0,76 и аку /mу = 156.71 /10.01=15.6555 ( - ) / (1 - ) = 0,76, то

запасы прочности в сечении В - В определяются по пределу усталости:

nх = -1р/(акх + mx) = 210/(180.38 + 0,12 * 10) = 1.155;

nу = -1р/(аку + my) = 210/(180.39 + 0,12 * 10.01) = 1.156;

3.2.4 Шатунные болты

Из расчета кривошипной головки имеем: максимальную силу инерции, разрывающую кривошипную головку шатунные болты: Рjp = 0,0185 МН, Принимаем: номинальный диаметр болта d = 9 мм; шаг резьбы t = 1мм; количество болтов iб = 2; материал болтов - сталь 40Х,

По таблицам 43 и 44 2 для легированной стали 40Х определяем:

предел прочности в = 980 МПа;

растяжении - сжатии -1р = 300 МПа;

предел текучести т = 800 МПа;

растяжении - сжатии = 0,12

Отношение предела усталости при растяжении - сжатии к текучести:

= -1 / т = 300/800 = 0,375 и ( - ) / (1 - ) = (0,375 - 0,17)/(1 - 0,375) = 0,328

Сила предварительной затяжки:

Рпр = (23)Рjp/ iб = 2 0,0185 /2 = 0,0185 МН

Суммарная сила, растягивающая болт:

Рб = Рпр+ Рjp/ iб = 0,0185 +(( 0,2 0,0185) /2) = 0,02 МН

где = 0,2

Максимальные минимальные напряжения, возникающие в болте:

мах = 4 Рб /(d2в) = 4 0,02 /(3,14 0,0076 2) = 441 МПа

мin = 4 Рпр /(d2в) = 4 0,0185 /(3,14 0,0076 2) = 408 МПа

где dв = d - 1,4t = 9 - 1,4 1 = 7,60 мм = 0,0076 м

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

м =(мах + мin)/2 = (441 + 408)/2 = 424.5 МПа

а =(мах - мin)/2 = (441 - 408)/2 = 16.5 МПа

а к = а k/(м п) = 16,5 * 3,43/(0,98 * 0,82) = 17,02 МПа

где k = 1 + q(к -1) = 1 + 0,81(4 - 1) = 3,43; к = 4 ,0 - определяется по таблице 47 2;

q = 0,81 - определяется по рис, 95 2; м = 0,98 - определяется по таблице 48 при d = 12мм 2; п = 0,82 определяется по таблице 49 (грубое оттачивание) 2;

Так как а к /m = 17,02 /424,5 = 0,04 ( - ) / (1 - ) = 0,328, то запас прочности болта определяется по пределу усталости:

nт = т/(а к + m) = 800 /( 17,02 + 424.5) = 1.9;

Полученное расчетное значение величины больше минимально допустимой, следовательно, принимаем полученное расчетное значение,

3.3 Расчет коленчатого вала

3.3.1 Основной расчет

На основании данных динамического расчета имеем: коленчатый вал полноопорный с симметричными коленами и с симметрическим расположением противовесов; сила инерции противовесов расположенных на продолжении щеки,

Рпр = Рпр = 4779,45 Н; центробежная сила инерции вращающихся масс Рс = 8665,98 Н; радиус кривошипа R = 40 мм, С учетом существующих двигателей принимаем следующие основные размеры коленчатого вала: 1) коренная шейка - dкш = 51 мм, lкш = 28 мм; 2)шатунная шейка - dшш = 48 мм, lшш = 24 мм;

3) расчетное сечение А - А щеки - ширина b = 98 мм, толщина h = 15 мм, Материал вала - чугун ВЧ 40 - 10,

Расчет производим на режиме максимальной мощности,

По таблице 46 [1] определяем:

предел прочности в = 400 МПа;

предел усталости при растяжении - сжатии -1р = 120 МПа;

предел усталости при изгибе -1 = 150 МПа;

предел усталости при кручении t -1 = 115 МПа;

предел текучести т = 300 МПа;

предел текучести(условный) tт = 160 МПа;

коэффициенты приведения цикла при изгибе = 0,4 и кручении t = 0,6

Рис.5.4. Схема коленчатого вала

Отношение предела усталости при изгибе к текучести:

= -1 / т = 150/300 = 0,5 и ( - ) / (1 - ) = (0,5 - 0,4)/(1 - 0,5) = 0,2

Отношение предела усталости при кручении к текучести:

= t -1 / tт = 115/160 = 0,719 и ( - t) / (1 - ) = (0,719 - 0,6)/(1 - 0,719) = 0,42

Момент сопротивления коренной шейки кручению:

Wф к,ш = d3к,ш/16 = 3,14 * 513 * 10-9 = 26,03 * 10-6 м3

Максимальное и минимальное касательные напряжения для наиболее нагруженной (5ой) коренной шейки, на которую воздействует крутящий момент, имеющий наибольший размах,

МК, Ш,max = 655 Нм МК, Ш,min = -394 Нм

фмах = МК, Ш,max / Wф к,ш =655 10-6/(26.03 10 -6) = 25.16 МПа

фмin = МК, Ш,min / Wф к,ш =-394 10-6/(26.03 10^-6) = -15.13 МПа

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

фм = фмах + фмin/2 = (25.16-15.13)/2 = 5.01 МПа

фа = фмах - фмin/2 = (25.16+15.13)/2 = 20.14 МПа

фа к = фа kф/(м п) = 20.14 1,1/(0,75 1,2) = 24,61 МПа

где 0,61 + 0,4(3 - 1) = 1,1 ; ;;

Так как фа к/ фм =24,61 /5,01 = 4,9 (ф - ф) / (1 - ф) = 0,42, то

запасы прочности болта определяются по пределу усталости:

nт = t -1/(фа к + ф * фm) = 115/(24,61 + 0,6 * 5,01) = 4,16;

Так

Полученное расчетное значение величины больше минимально допустимой, следовательно, принимаем полученное расчетное значение.

Рассмотрим самую нагруженную (4-ую) шат. шейку.

Момент сопротивления кручению шатунной шейки:

Wф ш,ш = d3ш,ш/16 = 3,14 483 10-9 =21,7 10-6 м3

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла для наиболее нагруженной 2 -ой шатунной шейки:

МШ, Ш,max = 590 Нм МШ, Ш,min = -438 Нм

фмах = МШ, Ш,max / Wф ш,ш =590 10-6/(21,7 10-6) = 27,18 МПа

фмin = МШ, Ш,min / Wф ш,ш =-438 10-6/(21,7 10-6) = -20,18 МПа

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

фм = фмах + фмin/2 = (27,18 -20,18)/2= 3,5 МПа

фа = фмах - фмin/2 = (27,18 +20,18)/2= 23,68 МПа

фа к = фа kф/(м п) = 23,68 1,1/(0,72 1,2) = 30,28 МПа

где 0,61 + 0,4(3 - 1) = 1,1; ; - .

Так как фа к/ фм =30,28 /3,5 = 8,65 (ф - ф) / (1 - ф) = 0,42, то

запасы прочности болта определяются по пределу усталости:

nt--=--t -1/(фа к + ф * фm) = 115/(30,28 + 0,6 1,35) = 3,69 ;

Так

3.3.2 Расчет моментов, изгибающих шатунную шейку

Нм

где Т1=-0,5Т

; = - 4779,45 Нм

где = 0,5*(0,024+0,015) = 0,0195 м

; цМ = 780

Расчет моментов изгибающих шатунную шейку.

Таблица 5.2

ц°	T, кН	T'1, Н	Мт, Нм	Мтsinцм, Нм	К'рк1, Н	Z'У, Н	Mz, Нм	Mzcosцм, Нм	Мцм, Нм
0	0	0,0	0,00	0,00	8743,92	3964,47	162,60	33,81	-33,81
30	-3,99	2314,2	100,67	98,47	7237,97	2458,52	146,22	30,40	68,07
60	-2,16	1252,8	54,50	53,31	5051,62	272,17	122,45	25,46	27,85
90	1,83	-1061,4	-46,17	-45,16	5083,37	303,92	122,79	25,53	-70,69
120	2,83	-1641,4	-71,40	-69,84	6235,51	1456,06	135,32	28,13	-97,98
150	1,53	-887,4	-38,60	-37,76	6775,30	1995,85	141,19	29,36	-67,11
180	0	0,0	0,00	0,00	6820,66	2041,21	141,68	29,46	-29,46
210	-1,54	893,2	38,85	38,01	6786,64	2007,19	141,31	29,38	8,62
240	-2,92	1693,6	73,67	72,06	6278,60	1499,15	135,79	28,23	43,83
270	-2,19	1270,2	55,25	54,05	5142,34	362,89	123,43	25,66	28,38
300	1,07	-620,6	-27,00	-26,41	4915,54	136,09	120,97	25,15	-51,56
330	1,63	-945,4	-41,12	-40,23	5784,18	1004,73	130,41	27,11	-67,34
360	0	0,0	0,00	0,00	3400,51	-1378,94	104,49	21,72	-21,72
390	6,58	-3816,4	-166,01	-162,39	722,00	-4057,45	75,36	15,67	-178,05
420	4,11	-2383,8	-103,70	-101,43	4257,82	-521,64	113,81	23,66	-125,09
450	5	-2900,0	-126,15	-123,39	5605,01	825,56	128,46	26,71	-150,10
480	4,34	-2517,2	-109,50	-107,11	7011,17	2231,72	143,76	29,89	-136,99
510	2,14	-1241,2	-53,99	-52,81	7566,83	2787,38	149,80	31,14	-83,96
540	0	0,0	0,00	0,00	7374,05	2594,60	147,70	30,71	-30,71
570	-1,56	904,8	39,36	38,50	6813,85	2034,40	141,61	29,44	9,06
600	-2,89	1676,2	72,91	71,32	6265,00	1485,55	135,64	28,20	43,12
630	-1,92	1113,6	48,44	47,38	5096,98	317,53	122,94	25,56	21,82
660	2,07	-1200,6	-52,23	-51,08	5042,54	263,09	122,35	25,44	-76,52
690	3,94	-2285,2	-99,41	-97,23	7206,22	2426,77	145,88	30,33	-127,56
720	0	0,0	0,00	0,00	8743,92	3964,47	162,60	33,81	-33,81
min	-3,99	-3816,4	-166,01	-162,39	722,00	-4057,45	75,36	15,67	-178,05
max	6,58	2314,2	100,67	98,47	8743,92	3964,47	162,60	33,81	68,07

Мцм,мах = 68,07 Нм; Мцм,мin = -178,054 Нм

ммм

Максимальное и минимальное нормальные напряжения асимметричного цикла шатунной шейки:

умах = Мцм,мах / Wу ш,ш =68,07 10-6/(10,85 10-6) = 6,33 МПа

умin = Мцм,мin / Wу ш,ш =-178,054 10-6/(10,85 10-6) = -16,4 МПа

где =0,5 21,7 10-6 = 10,85 10-6 м3

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

м =(мах + мin)/2 = (6,33 -16,4)/2 = -5,03 МПа

а =(мах - мin)/2 = (6,33 +16,4)/2 = 11,36 МПа

а к = а k/(м п) = 11,36* 1,8/(0,76 * 1,2) = 22,47 МПа

где k = 1 + q(к -1) = 1 + 0,4(3 - 1) = 1,8; к = 3,0 - определяется по таблице 47 2;

q = 0,4 - определяется по рис, 95 2; м = 0,76 - определяется по таблице 48 при d = 48мм 1; п = 1,2 определяется по таблице 49 2;

Запас прочности шатунной шейки от нормальных напряжений определяется по пределу усталости, так как м 0:

n = -1 /(а к + m ) = 150/(22,47 + 0,4 * (-1)) = 5,21.

Общий запас прочности шатунной шейки:

Удельное давление на поверхности шатунных шеек:

= 12031/(48 20) = 12,53 МПа

где: Rшш max = 16,41 кH ; l'шш = lшш -- 2rгал = 24-2 2 = 20 мм

Удельное давление на поверхности шеек не превышает предельных значений (до 60 МПа Дьяченко)

3.4 Расчет корпуса двигателя

3.4.1 Расчет гильзы цилиндра

В проектируемом ДВС гильзой является расточка в блоке цилиндров,

Из теплового расчета имеем: D=75 мм; pzд =6.61МПа ; nм = 2000 об/мин,

Материал гильзы - чугун:, , ,

Толщину стенки гильзы цилиндра выбирают конструктивно:

Расчетная толщина стенки гильзы:

дг,р = 0,5D{(z + 0,4 pzд)/(z - 1,3 pzд)}0,5 - 1 =

где z = 60 МПа

Толщину стенки гильзу выбирают с некоторым запасом прочности,
так как дГ > дГ,Р

Принимаем толщину стенки равной 7 мм.

Напряжение растяжения в гильзе от действия максимального давления газов:

р = pzд * D/(2дг) = 6.61 75/(2 7) = 35.4 МПа

Температурные напряжения в гильзе:

73 МПа

где

Суммарные напряжения в гильзе от давления газов и перепада температур:

На наружной поверхности 35.4 + 73 = 108,4 МПа

На внутренней поверхности35,4 - 73 = -37,6 МПа

Вывод: так как У' < У < У, следовательно, выбранные размеры обеспечивают необходимый запас прочности от суммарных напряжений.

3.4.2 Расчет болта головки блока

Из теплового расчета имеем: диаметр цилиндра D = 75 мм; площадь поршня Fп = 44,15 см2; рz max= pzд = 6,61 МПа при n = 2000 об/мин, Принимаем: количество болтов на один цилиндр iшп = 3; номинальный диаметр болта

d = 12 мм; шаг резьбы t = 1мм; внутренний диаметр резьбы

dв = d1,4t = 12-1,4 1= 10,6 мм; материал болтов - сталь 40ХН.

По таблице 43 и 44 2 для легированной стали 40Х определяем:

предел прочности в = 1250 МПа;

растяжении - сжатии -1р = 370 МПа;

предел текучести т = 1230 МПа; растяжении - сжатии = 0,18

Отношение предела усталости при растяжении - сжатии к текучести:

= -1р / т = 370/1230 = 0,31 и ( - ) / (1 - ) = (0,31 - 0,18)/(1 - 0,31) = 0,1884

Проекция поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра при верхнем расположении клапанов:

Fк = 1,2Fп = 1,2 0,004415 = 0,005298 м2

Сила давления газов, приходящаяся на один болт:

Рz max = рz max Fк/ iшп = 6,61 0,005298 /3 = 0,01167 МН

Сила предварительной затяжки:

Рпр = m(1- ) Рz max = 3 (1 - 0,2) 0,01167= 0,02801 МН

где m = 3 ; = 0,2

Суммарная сила, растягивающая болт:

Рр мах = Рпр + Рz max = 0,02801 + 0,2 0,01167 = 0,03034 МН

Минимальная сила, растягивающая болт:

Рр min = Рпр = 0,02801 МН

Максимальные минимальные напряжения, возникающие в болте:

мах = 4 Рр мах /(d2в) = 4 0,03034/(3,14 0,01062) = 343 МПа

мin = 4 Рр min /(d2в) = 4 0,02801 /(3,14 0,01062) = 317 МПа

Среднее напряжение и амплитуда цикла:

м =(мах + мin)/2 = (343+ 317)/2 = 330 МПа

а =(мах - мin)/2 = (343 -317)/2 = 13 МПа

а к = а k/(м п) = 13 3,43/(0,98 0,82) = 55,73 МПа

где k = 1 + q(к -1) = 1 + 0,81(4 - 1) = 3,43; к = 4 ,0 - определяется по таблице 47 2; q = 0,81 - определяется по рис, 95 2; м = 0,98- определяется по таблице 48 при d = 12мм 2; п = 0,82 определяется по таблице 49 (грубое оттачивание) 1;

Так как а к /m = 55,73 /560 = 0,09 ( - ) / (1 - ) = 0,1884, то

запасы прочности болта определяются по пределу усталости:

nт = т/(а к + m) = 1230/(13 + 330) =3,58.

3.5 Расчет механизма газораспределения

3.5.1 Определение размеров проходных сечений в горловине и клапане

Из теплового и динамического расчета имеем: частота вращения на номинальном режиме n = nN = 5500 об/мин; площадь поршня Fп = 44,15 см2; скорость газа в проходном сечении щвп = 100 м/с; средняя скорость поршня

Vп ср = 14,66 м/с; число одноименных клапанов i= 2

Площадь проходного сечения канала в седле клапана:

Fгор = vп,ср Fп/ (i щвп) = 14,66 44,15/(2 100) = 3,23 см2

Диаметр горловины клапана:

2,02 см

Максимальная высота подъема клапана:

=0,62 см = 6,2 мм

Основные размеры впускного кулачка :

радиус нормальной окружности ro=(1,3…2) hклmax=2 6,2= 12,4 мм

3.5.2 Профилирование кулачка

Для кулачка выбираем безударный профиль типа «Полидайн»

З-н движения клапана :

где 2, р, q, r, s - числа задаваемые в арифметической последовательности с шагом {8,,,,12}

3.5.3 Определение максимальной скорости и ускорения клапана

Частота вращения распределительного вала

3,14*6500/(2 30) = 287рад/с

3.5.4 Расчет пружины клапана

По прототипу принимаем:mкл = 50 г; mпр, = 30 г; mт = 20 г; hкл = 12.4 мм;n = 1

Dпр, = 26 мм. Расчетный режим nN = 5500 об/мин ;nр,в = nN / 2 = 2750 об/мин

Суммарная масса клапанного механизма, приведенная к клапану:

Мкл = mкл + mпр,/2 + mт = 50 + 30/2 + 20 = 85 г

Максимальная сила упругости пружин:

Рпр,мах = Мкл jмах K

Рпр,мах = Мкл hкл щ2р,в 2 С2 К/(д/2)2 = 0,085 0,0124 2872 2 1,478 1,5= 384 Н

где С2 = p q r s /((p - 2)(q - 2)(r - 2)(s - 2) = 1,39

К = 1,5; (д/2)2 ? 1

Максимальная деформация пружин:

f0 = hкл max /(n-1) = 1.24 2/(2 - 1) = 2.48 см

n = fмах / f0 = 2

fмах = f0 n = 2.48 2 = 4.96 см

Жесткость пружины:

С = Рпр,мах / fмах = 384/49.6 = 7.7 Н/мм

Диаметр витка пружин:

dв = (Рпр,мах 8 Dпр, м/(р ф))? =

=(384 8 0,026 1,2/(3,14 450 106) = 0.067 м = 6.7 мм

где м =1,2; ф = 450 МН/м2

Принимаем диаметр витка dв = 6,7мм

Число рабочих витков пружин:

iр = G dв4 fмах /(8 Рпр,мах Dпр3,) = 8,3 106 0,494 2,48/(8 384 6,73) = 5,95

где G = 8,3 МН/см2

Полное число витков:

iп = iр + 2 = 5,95+ 2 = 7,95

Проверка пружин на резонанс:

nс = 2,17 106 dв / (iр Dпр2) =2,17 106 0,67/(5,95 2,62) = 17106 об/мин

nс / nр,в =17106/2750 = 6,2

Полученное соотношение показывает, что резонансный режим работы пружин отсутствует.

3.5.5 Расчет распределительного вала

3.6 Расчет подшипников скольжения

4. Расчет элементов систем смазки и охлаждения

Рис. 5.5. Схема системы смазки

1. Подводящий патрубок.

2. Масляный насос.

3. Масляный фильтр.

4. Перепускной клапан.

5. Датчик давления масла.

6. Система масляных каналов.

7. Масляный картер.

4.1 Расчет масляного насоса

Основные размеры шестерен масляного насоса инжекторного двигателя. Общее количество тепла, выделяемого топливом в течение 1с, определяется по данным теплового расчета Q0 = 168,087 кДж/с.

Количество тепла, отводимого маслом от двигателя:

Qм = 0,021 Q0= 0,021 168,087 = 3,52 кДж/с

Теплоемкость масла с м = 2,094 кДж/(кг*К),

Плотность масла м = 900 кг/м3

Температура нагрева масла в двигателе Тм = 10 К,

Циркулярный расход масла:

Vц = Qм / (м с м Тм ) = 3,52/ (900 2,094 10) = 0,0187м3 /с,

Циркулярный расчет с учетом стабилизации давления масла в системе:

V = 2 Vц = 2 0,000092 м3 = 0,000184 м3 /с,

Объемный коэффициент подачи: н = 0,7,

Расчетная производительность насоса:

Vр = V / н = 0,000184 / 0,7 = 0,0002629 м3 /с,

Модуль зацепления зуба m = 4,0 мм = 0,0040 м,

Высота зуба h = 2 m = 2 4 = 8 мм = 0, 008 м,

Число зубьев шестерен z = 7,

Диаметр начальной окружности шестерни:

D0 = zm = 7 4 = 28 мм = 0,028 м,

Диаметр внешней окружности шестерни:

D = m (z + 2) = 4 (7 + 2) = 36 мм = 0,036 м,

Окружная скорость на внешнем диаметре шестерни uн = 6,36 м/с,

Частота вращения шестерни (насоса):

nн = uн 60 / (D) = 6,36 60 / (3,14 0,036) = 3376 об/мин,

Длина зуба шестерни:

b = 60 Vр / (2 m2 z nн) =60 0,0002629 / (2 3,14 0,0042 7 3376 ) = 0,0066

Рабочее давление масла в системе p = 40 * 104 Па,

Механический к,п,д, масляного насоса м,н = 0,88

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

Nн = Vр p / (м,н * 103 ) =0,0002629 40 104 / (0,88 103 ) = 0,1195кВт

4.2 Расчет водяного насоса

Рис. 5.6. Схема системы охлаждения ДВС

1- Радиатор водяного охлаждения

2- Вентилятор

3- Водяной насос

4- Термостат

5- ДВС

6- Расширительный бачок

По данным теплового баланса количество тепла, отводимого от двигателя водой: Qв = 52964 Дж/с

средняя теплоемкость воды сж = 4187 Дж/ (кг *К),

средняя плотность воды ж = 1000 кг/ м3 ;

напор, создаваемый насосом, принимается pж = 120000 Па;

частота вращения насоса nв*н = 5000 об/ мин.

Циркулярный расход воды в системе охлаждения:

Gж = Qв / (сж ж Тж ) =52964/ (4187 1000 6 ) = 2,1 10-3 м3 /с,

где Тж = 6 К .

Расчетная производительность насоса:

Gж*р = Gж / =0,0021/ 0,82 = 0,00256 м3 /с

где = 0,82

Радиус входного отверстия крыльчатки:

r1 = (Gж*р / ( с1 ) + r0 2 )0,5 =(0,00256 / (3,14 1,8) +0,012 ) 0,5 = 0,02м,

где с1 = 1,8 м/с; r0 = 0,01 м,

Окружная скорость потока воды на выходе из колеса:

u2 = (1 + tg 2 ctg 2 ) 0,5 (pж / (ж h )) 0,5 =

= (1 + tg10 ctg45)0,5 (120000 / (1000 0,65)) 0,5 = 14,7 м/с,

где угол 2 = 10, а угол 2 = 45, h = 0,65 .

Радиус крыльчатки колеса на выходе:

r2 = 30 u2 / ( nв*н ) =30 *14,7 / (3,14 5000) = 0,028 м

Окружная скорость входа потока:

u1 = u2 r1 / r2 = 14,7 0,02 / 0,028 = 10,5 м/с

Угол между скоростями с1 и u1 принимается 1 = 90,

при этом tg1 = с1 / u1 = 1,8 / 10,5 = 0,17 , откуда 1 = 948

Ширина лопатки на входе:

b1=Gж*р /((2 r1-z 1 / Sin 1 )

=0,0007195/(2 3,14 0,02 -(4 0,003 / 0,165) ) = 0,014 м

где z = 4; 1 = 0,003 м.

Радиальная скорость потока на выходе из колеса:

cr = pж tg 2 / ж h u2 =120000 tg10 / (1000 0,65 14,7) = 2,2 м/с

Ширина лопатки на выходе:

b2 = Gж*р / (2 r2 - z 2 / Sin 2 ) cr =

= 0,0021 / ((2 3,14 0,028 - (4 0,003 / 0,71 )) 2,2) = 0,0017 м ,

где 2 = 0,003 м.

Мощность, потребляемая водяным насосом:

Nв*н = Gж*р pж / (1000м ) =0,0021 120000 / (1000 0,82) = 0,30 кВт,

где м = 0,82.

4.3 Расчет поверхности охлаждения водяного радиатора

По данным теплового баланса количество тепла, отводимого от двигателя и передаваемого от воды к охлаждающему воздуху: Qвозд = Qв =14886 Дж/с;

средняя теплоемкость воздуха свозд = 1000 Дж/(кг *К); объемный расход воды, проходящей через радиатор, принимается Gж = 0,00139 м3 /с; средняя плотность воды ж = 1000 кг/ м3 ,

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

G возд = Qвозд / (свозд Т возд ) =14886 / (1000 20) = 0,74 кг/с

где Т возд = 20 К,

Массовый расход воды, проходящей через радиатор:

Gж = Gж ж = 0,00059 1000 = 0,59 кг/с,

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

Тср,возд = (Твозд,вх + (Твозд,вх + Т возд )) / 2

=(313 + (313 + 24)) / 2 = 325 К.

где Твозд,вх = 313 К.

Средняя температура воды в радиаторе:

Тср,вод = (Т вод,вх + (Т вод,вх - Т вод )) / 2

=(360 + (360 - 9,6)) / 2 = 355,2 K.

где Т вод,вх = 360 К ; Т вод = 9,6 К.

Поверхность охлаждения радиатора:

F = Qвод / (К (Тср,вод - Тср,возд ))

=14886 / (140 *(355,2 -325)) = 3,52 м2.

где К = 140 Вт/(м2 * К).

4.4 Расчет вентилятора

По данным расчета водяного радиатора массовый расход воздуха, подаваемый вентилятором: G возд = 0,62 кг/с, а его средняя температура Тср,возд = 325 К,

Напор, создаваемый вентилятором принимается ртр = 800 Па,

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе:

возд = р0 * 106 / (R в Тср,возд ) =(0,1 10^6) / (287 325) = 1,07 кг/м 3

Производительность вентилятора:

G возд = G возд / возд =0,74 / 1,08 = 0,69 м 3 /с

Фронтовая поверхность радиатора:

Fфр,рад = G возд / возд =0,74 / 10 = 0,074м 2 ,

где возд = 10 -м/с.

Диаметр вентилятора:

Dвент = 2 * (Fфр,рад / )0,5 =2 (0,074 / 3,14) 0,5 = 0,30703 м

Окружная скорость вентилятора:

u = л (ртр / возд ) 0,5 =3,41 (800 / 1,07)^ 0,5 = 93,241м/с,

где л = 3,45.

Частота вращения вентилятора:

nвент = 60 u / (Dвент ) =60 93,24 / (3,14 0,30703) = 5803 об/мин

Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора:

Nвент = G возд ртр / (1000 в ) =0,69 800 / (1000 0,38) = 1,4526 кВт

где в = 0,38.

Список использованной литературы

1) Колчин А.И. Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей - М.: Высшая школа. 2002,-496 с, ил.

2) Колчин А.И. Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей - М.: Высшая школа. 1980,-400 с, ил.

3) Буров А.Л. Тепловые двигатели: Учебное пособие, - М.: МГИУ, 2003, - 136 с,

4) Орлина А.С. Круглова М.Г. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей: - М.: Машиностроение. 1983. - 372 с.

5) Курс лекций по предмету «Расчет и конструирование ДВС». Преподаватель - Гусаров В.В.