Тепловой расчет двигателя

где F₁ - верхняя часть площади, как положительная и F₂ - нижняя часть площади, как отрицательная, относительно нулевой линии ОА(мм²);

ОА - длина интервала и, в мм;

м_м.кр. - масштаб моментов.

По мере завершения расчета для оценки выполнения всех построений необходимо выполнить сравнение значений среднего момента.

Для этого, полученное при построении значение М_кр.ср приравнять к среднему индикаторному М_кр.срi и по его значению определить эффективный крутящий момент полученный на основе построения М_е

Ошибка не превышает, следовательно расчеты были выполнены верно.

4. РАСЧЕТ УЗЛОВ И ЭЛЕМЕНТОВ ДВИГАТЕЛЯ

Расчёту деталей двигателя на прочность предшествует тепловой расчёт рабочего цикла и определение геометрических размеров основных элементов двигателя. Определение статических и динамических нагрузок, действующих в элементах деталей кривошипно-шатунного, газораспределительного механизмов и других элементах.

При выполнении проверочных расчётов определяют не геометрические размеры деталей, а напряжения в элементах детали с учётом действующих нагрузок и принятых геометрических размеров.

С учётом назначения и условий работы двигателя за расчётный режим принимают:

1. Режим максимального крутящего момента при частоте вращения, когда давление газов достигает наибольшего значения, а силы инерции сравнительно малы. При расчете деталей на этом режиме максимальное значение давления газов в цилиндре принимают без учета скругления индикаторной диаграммы, а силами инерции принебригают;

2. Режим номинальной мощности при расчете. Расчеты деталей производятся от совместного действия газовых и инерционных нагрузок. При расчетах деталей на этом режиме максимальное значение давления газов в цилиндре принимают с учетом скругления индикаторной диаграммы, а инерционные нагрузки рассчитывают при номинальной частоте.

3. Режим максимальной частоты вращения при холостом ходе Ne=0. (для двигателей, по условиям работы часто выходящих на максимальную частоту вращения коленчатого вала в режиме холостого хода), когда силы инерции достигают наибольших значений, а давление газов незначительно. При расчете двигателей на этом режиме давлением газов в цилиндре пренебрегают.

Некоторые конструктивные данные двигателя:

- Толщина стенки блока цилиндров и картера (чугун)-(3,5…8) мм = 8 мм, перегородки (4-7)мм = 6 мм;

- Минимальное расстояние между осями цилиндров:

L =мм;

- Толщина слоя жидкости (7-10) мм: 10 мм;

- Толщина стенки мокрой гильзы (5-8)мм: 7мм;

- Длина гильзы: 163мм;

4.1 Конструкция головок блока цилиндра

-Толщина нижней опорной плиты головки блока цилиндров

мм;

-Толщина рёбер и стенок системы охлаждения

мм

4.2 Расчет силовых шпилек блока цилиндров

Силу давления газов, приходящуюся на одну шпильку на участке достижения максимального значения давления в объеме камеры сгорания, определим по формуле:

(МН);

где - максимальное давление сгорания, (МПа);

- площадь проекции поверхности камеры сгорания на плоскость стыка:

(м²);

- число силовых шпилек.

Сила предварительной затяжки. С учетом ранее предложенного решения на этапе предварительных расчетов будем считать, что суммарная и расчетная максимальная сила переменного цикла, действующая на шпильку в нагретом двигателе, определится как сумма двух сил:

(МН)

Минимальная растягивающая сила, соответственно, равна:

(МН)

где m= 3- коэффициент затяжки шпильки для соединений с прокладками;

х=0,2- коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Минимальные и максимальные напряжения в силовых шпильках определяют по наименьшему сечению стержня шпильки и по внутреннему диаметру резьбы:

(МПа)

(МПа)

(МПа)

(МПа)

где - площадь минимального сечения шпильки, м²;

- площадь сечения шпильки по внутреннему диаметру резьбы, м².

Материал шпилек принимаю сталь 40ХН с пределом прочности МПа. Запас прочности по пределу прочности:

4.3 Расчет поршневой группы

Поршневая группа включает: поршень с комплектом уплотняющих колец, поршневой палец и детали его крепления.

Назначение поршневой группы:

- воспринимать давление газов;

- передавать суммарную силу давления газов через шатун на коленчатый вал двигателя,

- уплотнять надпоршневую полость объема цилиндра.

Таблица 11, Соотношения параметров элементов поршневой группы:

Наименование	Карбюраторные двигатели	Принятые значения (мм)
Толщина днища поршня		5,78
Высота поршня		82,57
Высота верхней части поршня		49,54
Высота юбки поршня		56,97
Диаметр бобышки		33
Расстояние между торцами бобышек		28,9
Толщина стенки юбки поршня		4
Толщина стенки головки поршня		5,367
Расстояние до первой поршневой канавки		6,193
Толщина первой кольцевой перемычки		3,3
Радиальная толщина кольца: Компрессионного		3,468
Маслосъёмного		3,22
Высота кольца		3
Радиальный зазор кольца в канавке поршня Компрессионного Маслосъёмного		0,9 1
Внутренний диаметр поршня		62,9
Число масляных отверстий в поршне		8
Диаметр масляного канала		1,2
Наружный диаметр пальца		20,64
Внутренний диаметр пальца		14,45
Длина пальца: Плавающего		72,25
Длина втулки шатуна: Плавающего пальца		33
Конструктивная масса, кг/м2		250

4.3.1 Расчёт поршня

Поршень подвергается воздействию нагрузок от переменного давления газов, от инерционных сил и тепловых нагрузок. К материалом, которые используются для изготовления поршней, предъявляются особые требования. Поршни автомобильных двигателей изготавливают, в основном, из алюминиевых сплавов (АЛ10В, АЛ19, АК2, АК4) и реже из чугунов (СХ4-44,…, СЧ32-52). При расчёте поршня определяем: напряжение изгиба в днище поршня, напряжение сжатия и разрыва в опасном сечении маслосъёмного кольца. Выполняется также проверочный расчет удельного давления поршня на стенки цилиндра и предотвращение заклинивания поршня в рабочем состоянии с учётом принятых геометрических размеров и монтажных зазоров. Днище поршня рассчитывается на изгиб от действия максимальных газовых усилий как равномерно нагруженная круглая плита, свободно опирающаяся на стенки поршня.

Напряжение изгиба в днище поршня:

МПа

- давление газов в цилиндре принимаем без учёта скругления индикаторной диаграммы.

Считаем приемлемым, если его значение не выходит за пределы допускаемых напряжений с учётом наличия или отсутствия рёбер жёсткости.

Таблица 12, Допускаемые напряжения в днище поршня

Допускаемые напряжения в днище поршня	Без рёбер жесткости	При наличии рёбер жёсткости
Для алюминиевых
Для чугунных

При необходимости изменяем толщину днища поршня или вводим рёбра жёсткости на поршне. Головка поршня в сечении Х-Х, ослаблённая отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.

Кроме напряжений от давления газов в днище поршня возникают тепловые напряжения из-за разности температур внутренней и наружной поверхностей. Тепловые напряжения охлаждаемых чугунных поршней:

(МПа)

где=11Е10^-6 - коэффициент линейного расширения чугуна, 1/град;

Е=(1,0…1,2) Е10⁵ - модуль упругости чугуна, МПа;

л_теп =58 - коэффициент теплопроводности чугуна, Вт/(м?К);

д - толщина днища, см;

g - удельная тепловая нагрузка, Вт/м²:

g =11,63Е(6000+26Еn)ЕP_iср=1620715,17(Вт/м²).

Суммарное напряжение (МПа) в охлаждаемом чугунном днище:

(МПа)

Допустимые суммарные напряжения в чугунных днищах находятся и допускаются в пределах МПа.

Напряжение сжатия:

МПа

где - максимальная сила давления газов

- площадь сечения Х-Х, с учётом ослабления отверстиями для отвода масла.

м².

где - диаметр поршня по дну канавок, м

- площадь продольного диаметрального сечения масляного канала, м².

Допускаемые напряжения на сжатие:

для алюминиевых поршней

для чугунных

Напряжение разрыва

МПа

где -

сила инерции

- масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения Х-Х, определяется по геометрическим размерам или:

- масса поршневой группы, кг

- радиус кривошипа, м

- максимальная угловая скорость холостого хода двигателя, рад/с

об/мин

- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Допускаемые напряжения на разрыв:

для алюминиевых поршней

для чугунных поршней

перемычка рассчитывается как кольцевая пластина, защемленная по окружности основания канавки диаметром:

(м)

и равномерно нагруженная пластина по площади

 (м²) силой (МН)

Напряжение среза кольцевой перемычки(МПа):

(МПа)

Напряжение изгиба кольцевой перемычки

(МПа)

Допускаемые напряжения (МПа) в верхних кольцевых перемычках с учетом значительных температурных нагрузок находятся в пределах:

для алюминиевых поршней

для чугунных поршней

Юбку поршня и всю его высоту проверяем на допустимое удельное давление по формулам:

где - максимальная боковая сила, принимаем из результатов динамического расчёта, МН.

Для современных автомобильных двигателей:

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя, размеры диаметров головки Dг и юбки Dю поршня определяем исходя из наличия необходимых зазоров г и ю между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии.

Таблица 13, Значения монтажных зазоров между поршнем и стенкой цилиндра двигателя для неразрезных юбок поршней

Материал поршня	Зазор	Карбюраторный
чугун	г ю

г = ю =

Установив Дr и Дю, определяем:

мм, и

мм.

Правильность установленных размеров D_r и D_ю проверяют по формулам:

где - и диаметральные зазоры в горячем состоянии между стенкой цилиндра и головкой поршня;

б_ц и б_п - коэффициенты линейного расширения металла цилиндра и поршня,

для алюминиевых поршней 1/град;

Т_ц, Т_г, Т_ю - соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии;

Т₀=293⁰С - начальная температура цилиндра и поршня.

При получении отрицательных значений и ( натяг) поршень непригоден к работе. В этом случае необходимо изменить значение монтажных зазоров, или предусмотреть разрез юбки поршня.

При нормальной работе поршня:

4.4 Расчет шатунной группы

По элементам конструкции шатун разделяют на три основные части. В состав конструкции входят верхняя головка шатуна, стержень шатуна и нижняя головка шатуна. Размеры и форма верхней поршневой головки шатуна определяются размерами и способом крепления поршневого пальца.

Стержень шатуна имеет всегда форму двутаврового сечения. Длина шатуна определяется в соответствии с заданным значением отношения радиуса кривошипа к длине шатуна.

Кривошипные головки шатунов выполняются разъёмными. Нижнюю крышку кривошипной головки шатуна подтягивают шатунными болтами. Для ограничения массы шатуна и габаритных размеров нижней головки отверстия под шатунные болты максимально приближают к шатунной шейке коленчатого вала. Максимальная габаритная ширина нижней головки шатуна в плоскости размещения шатунных болтов не должна превышать диаметрального размера гильзы. Такое ограничение обеспечивает безприпятственное перемещение шатуна вверх при разборке двигателя.

Основные требования предъявляемые к конструкции нижней головке шатуна:

- высокая жёсткость,

- минимальные габаритные размеры,

- плавность формы,

- возможность демонтажа шатуна через отверстие гильзы цилиндра.

При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготавливают из углеродистых или легированных сталей, обладающих высокими пределами прочности. Шатуны современных карбюраторных двигателей изготавливают из сталей 40, 45, 45Г2, а дизелей - из сталей 18ХНМА, 18ХНВА и 40ХНМА.

Расчетными элементами шатунной группы являются: поршневая и кривошипная головки, стержень шатуна, шатунные вкладыши и шатунные болты.

4.4.1 Расчет поршневой головки шатуна

Максимальных значений силы нагрузок на поршневую головку шатуна достигают на участке процессов впуска и выпуска при положении поршня в верхней мёртвой точке. На определённых режимах работы двигателя максимальные напряжения разрыва могут приближаться к пределу текучести. Кроме напряжений разрыва и сжатия, в поршневой головке шатуна присутствуют предварительные напряжения от запрессовки втулки или поршневого пальца.

Поршневая головка шатуна во время процессов впуска и выпуска подвергается разрыву силами инерции P_jn поршневой группы, достигающими максимального значения при положении поршня в ВМТ и сжатию от силы давления газов Pz за вычетом инерции P_jn.

Таблица 14, Основные параметры поршневой головки шатуна

Наименование	Обознач.	Карбюраторные двигатели
Внутр. диаметр поршневой головки Со втулкой
Наружный диаметр головки
Длина поршневой головки шатуна:
Минимальная радиальная толщина стенки головки
Радиальная толщина стенки втулки

Напряжения в поршневой головке шатуна, возникающие от запрессовки в неё втулки и от различия коэффициентов расширения материалов втулки и головки, характеризуются суммарным натягом.

где:

- натяг посадки бронзовой втулки.

, 1/град - термический коэффициент расширения бронзовой втулки;

, 1/град - термический коэффициент расширения стальной головки;

- средняя температура подогрева головки и втулки при работе двигателя.

Удельное давление от суммарного натяга на поверхности соприкосновения втулки с головкой, Мпа



где: = 0,3 - коэффициент Пуассона;

- модуль упругости стального шатуна и пальца, МПа;

- модуль упругости бронзовой втулки, МПа.

- соответственно, наружный диаметр поршневой головки, наружный и внутренний диаметр поршневого пальца, мм.

Напряжения от суммарного натяга на внешней и внутренней стороне поверхностей поршневой головки определяются по формуле Ляме:

- На внешней поверхности:

МПа

- На внутренней поверхности:

МПа.

4.4.2 Расчет кривошипной головки шатуна

Нижние головки шатунов автотракторных двигателей делают разъемными с упрочняющими приливками и ребрами жесткости. Основная их половина вместе со стержнем, а крышку нижней головки скрепляют с основной двумя шатунными болтами.

Таблица 15, Основные конструктивные размеры кривошипной головки шатуна

Наименование	Обознач.	Формула для расчёта
Диаметр шатунной шейки
Толщина стенки вкладыша: - тонкостенного
Расстояние между шатунными болтами
Длина кривошипной головки

Расчет кривошипной головки шатуна сводится к определению напряжения изгиба в среднем сечении крышки головки от инерционных сил P_jp, имеющих максимальное значение в начале впуска (ц=0) при работе двигателя на режиме максимальной частоты вращения при холостом ходе:

где - масса крышки кривошипной головки, кг;

кг.

Напряжение изгиба крышки с учетом совместной деформации вкладышей:

где С_б - расстояние между шатунными болтами, м;

J_в и J - момент инерции расчетного сечения соответственно вкладыша и крышки;

м⁴;

м⁴;

W_ИЗ - момент сопротивления расчётного сечения крышки, в м³

r₁ - внутренний радиус кривошипной головки

где: d_шш - диаметр шатунной шейки;

t_B - толщина стенки вкладыша.

F_г - суммарная площадь крышки м вкладыша в расчётном сечении, в м²

Допускаемые напряжения для крышки шатуна: [у_из]=100…300 МПа.

4.4.3 Расчет стержня шатуна

Стержень шатуна в автотракторных двигателях имеет обычно двутавровое сечение, обладающее большой жескостью при малой массе. В некоторых случаях в них просверливают канал для подачи масла к подшипнику верхней головки шатуна. Площадь поперечного сечения имеет переменную величину. Обычно обеспечивает плавный переход от стержня к головкам, что способствует повышению общей жёсткости шатуна.

Сила, сжимающая стержень шатуна, достигает максимального значения в начале рабочего хода при P_ZД и определяется по формуле:

Таблица 16, Основные параметры стержня шатуна

Размеры стержня шатуна	Карбюраторные двигатели
	мм
	мм
	мм
	мм

Разрывающая сила при положении поршня в ВМТ:

Стержень шатуна рассчитывают по минимальному сечению, расположенному под поршневой головкой в зоне максимальной концентрации напряжений или по среднему значению поперечного сечения стержня шатуна.

Максимальные напряжения от силы сжатия в сечении В-В

В плоскости качания шатуна



Коэффициент учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости его качания:

Момент инерции сечения В-В относительно оси х-х, м⁴:

Площадь среднего сечения стержня шатуна, мм².

В плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна

Коэффициент учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости его качания:

Длинна стержня шатуна между поршневой головкой и нижней головкой шатуна:



Момент инерции сечения В-В относительно оси у-у, м⁴:

4.4.4 Расчет шатунных болтов

Шатунные болты или шпильки при любых разъемах головок относятся к исключительно ответственным деталям, обрыв которых связан с тяжелыми аварийными последствиями, поэтому их изготавливают весьма тщательно, с плавным переходами между элементами конструкций, и подвергают термообработке. Изготавливают их из стали 35Х, 40Х, 35МА.

Шатунные болты во время работы двигателя подвергаются растяжению от действия сил инерции поступательно движущихся масс поршня и шатуна и вращающихся масс, расположенных над плоскостью разъёма кривошипной головки. Силы инерции стремятся разорвать болты. Кроме того, болты испытывают растяжение от предварительной затяжки.

Силы предварительной затяжки

МН,

где - число шатунных болтов.

Суммарная сила, растягивающая болт

МН,

где х - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения. По опытным данным, коэффициент х изменяется в пределах от 0,15…0,25. С уменьшением диаметра шатунного болта значение х также уменьшается.

Максимальное и минимальное напряжения, возникающие в болте, определяем в сечении по внутреннему диаметру резьбы:

МПа

МПа

где - внутренний диаметр резьбы болта, мм;

- номинальный диаметр болта, мм;

- шаг резьбы, мм.

Среднее напряжение и амплитуды цикла:

Значение запаса прочности определяем по пределу текучести:

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. В.М. Архангельский, М.М. Вихерт, А.Н. Воинов и др. “Автомобильные двигатели” Под ред. М.С. Ховаха - М.: Машиностроение, 1977 г.

2. А.И. Колчин, В.П. Демидов “Расчет автомобильных и тракторных двигателей.” - М.: Высшая школа, 1980 г.

3. А.А. Егоров “Автомобильные двигатели: методические указания к курсовой работе для студентов специальности 280140” ВКГТУ. - Усть-Каменогорск, 2005 г.

4. Тракторные дизели. Справочник. / Б.А.Взоров, А.В. Адамович, А.Т.Арабян, и др. / Под об. ред. Б.А.Взорова. - М. Машиностроение, 1981.-535с.

5. А.А.Егоров. Краткий анализ рабочего цикла и характеристики двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. ВКГТУ, 2001.-206с.

6. Е.В.Михайловский, К.Е.Серебряков, Е.А.Тур. Устройство автомобиля. - М. Машиностроение, 1985.-352с.

7. Дмитревский А.В., Каменев В.Ф. Карбюраторы автомобильных двигателей.- М. Машиностроение, 1990. - 224с.

Размещено на Allbest.ru