Конструювання чотирьохтактного бензинового двигуна легкового автомобіля

Абсциса кожної із прийнятих точок визначається за формулою:

А_х =

де - відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна.

Приймаємо = 0,28.

При подачі іскри в точці с' (до моменту приходу поршня в ВМТ) в циліндрі двигуна тиск буде більший ніж Р.

Р_с'' = (1,15...1,25) Р_с = 1,2 1,62 = 1,944 МПа.

Ордината точки с'' визначається як:

А_с'' = Р_с''/М_р = 1,944/0,05 = 38,88 мм.

Ордината точки в'':

В_в'' =

Дійсний максимальний тиск згоряння буде менший розрахункового:

Р_z = 0,85 Р_z = 0,85 6,2 = 5,27 МПа.

Тоді:

А_z = Р_z/М_р = 5,27/0,05 = 105,4 мм.

З'єднавши плавними кривими точки r a' a a'' c' c'' z в' і далі з лінією випуску отримаємо округлену дійсну індикаторну діаграму.

Після заокруглення діаграми визначаємо її площу і величину середнього індикаторного стиску Р_і.

F = 1217 мм²;

Р_і =

Різниця між значенням Р_і, отриманим розрахунковим шляхом і визначеним по індикаторній діаграмі складає 1%<10%.

2.6 Тепловий баланс

Загальна кількість теплоти, введеної в двигун з паливом:

Q₀ =

де Ни - нижча теплота згоряння палива, кДж/кг;

G_n - годинна витрата палива, кг/год.

Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1 с:

Q_е = 1000 N_e = 100046,8 = 46,8 10³ Дж/с.

Теплота, яка передається охолоджуючому середовищу:

Qв=сіД^1+2mn^m

де с - коефіцієнт пропорційності, який знаходиться в межах 0,45...0,53.

Приймаємо с = 0,49.

і - число циліндрів;

Д - діаметр циліндра, см;

m - показник степеня. m = 0,6...0,7. Приймаємо m = 0,65

n - частота обертання колінчастого вала двигуна, хв.^-1;

Теплота, яка виноситься з відпрацьованими газами:

де

Невраховані втрати теплоти:

Q_н = Q₀ - (Q_e+Q_в+Q_г) = 141633,3-(46800 + 50088 + 101718) = 5697,33 Дж/с.

Результати розрахунку теплового балансу в Дж/с і в процентах заносимо в таблицю 3.

Таблиця 3.

Для того щоб досягти таких величин , та добитись високої якості процесу сумішоутворення використовуємо систему подачі палива із впорскуванням під низьким тиском (до 0,5 МПа) в зону впускного клапана. Це дає наступні переваги у порівнянні з карбюраторами:

підвищення економічності двигуна, за рахунок зменшення шляху

- суміші до циліндра;

- покращене сумішоутворення;

- зниження токсичності відпрацьованих газів.

3. Кінематичний розрахунок кривошипно-шатунного механізму

Визначаємо довжину шатуна:

L_ш =

де R - радіус кривошипа (R = S/2 = 62/2 = 31 мм);

- відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна.

Тоді будуємо кінематичну схему кривошипно-шатунного механізму, щоб встановити, що прийняті раніше значення і L_ш забезпечують рух шатуна без чіпляння за нижню кромку циліндра (мал.1). На вертикальній осі циліндра наносимо центр колінчастого вала О, з якого радіусом R=S/2 проводимо коло обертання центра шатунної шийки. Далі, користуючись конструктивними розмірами елементів колінчастого вала з точки В (центр кривошипа, який знаходиться в н.м.т.) радіусом r_шш проводимо коло шатунної шийки, з центра О радіусом r₁ - коло обертання крайньої точки шийки або противача.

Приймаємо

d_шш /Д = 0,65.

Звідси:

d_шш = 0,65 Д = 0,65 77 = 50,05 мм.

r_шш = d_шш /2 = 50,05/2 = 25,025 мм.

тоді:

r₁ = R + (1,3 ... 1,5) r_шш = 31 +(1,4 25,025) = 66,035 мм.

Відступаючи на 7 мм вниз від точки С, проводимо лінію А-А перпендикулярно осі циліндра. Ця лінія визначає мінімально допустиме приближення нижньої кромки поршня до осі колінчастого вала. Користуючись конструктивними відношеннями розмірів поршня, від лінії А-А вверх наносимо контур поршня, в тому числі і центр поршневого пальця (точка А''):

висота поршня:

Н = (0,8 ... 1,3) Д = 0,96 77 = 73,92 мм.

відстань від днища поршня до осі поршневого пальця:

= (0,45 ... 0,75) Д = 0,45 77 = 34,65 мм.

Нижня кромка циліндра може знаходитися на 10 ... 15 мм (приймаємо 13 мм) вище нижньої кромки поршня при його знаходженні в н.м.т. (лінія Е-Е).

Розрахунок кінематики кривошипно-шатунного механізму зводиться до визначення шляху, швидкості та прискорення поршня в вигляді функціональної залежності від кута повороту колінчастого вала . Розрахунок цих величин проводиться аналітичним методом через кожні 30 кута повороту колінчастого вала.

Переміщення поршня для двигуна з центральним кривошипно-шатунним механізмом:

S _x = R

Значення множника, взятого в квадратні дужки, в залежності від і беремо з таблиці 4, додаток 1 / [1] /.

Кутова швидкість обертання колінчастого вала:

Швидкість поршня для двигуна з центральним кривошипно-шатунним механізмом, м/с

Значення множника, взятого в дужки, в залежності від і беремо з таблиці 5, додаток 1 / [1] /. Прискорення поршня для двигуна з центральним кривошипно-шатунним механізмом:

Таблиця 4.

j =

Значення множника, взятого в дужки, в залежності від і беремо з таблиці 6, додаток 1 / [1] /.

Розраховані значення S _x , і j заносимо в таблицю 4, за даними якої, у відповідних масштабах будуємо графіки переміщення, швидкості та прискорення поршня (мал. 2, лист 1).

4. Динамічний розрахунок кривошипно-шатунного механізму

4.1 Визначення сил тиску газів на поршень

Індикаторну діаграму (мал. 1. лист 1), отриману в тепловому розрахунку, розгортаємо по куту повороту кривошипа. Для цього під індикаторною діаграмою будуємо допоміжне півколо радіусом R = S/2. Далі, від центра півкола (точка О) в сторону н.м.т. відкладаємо поправку Брикса, яка дорівнює: R/2. Півколо ділимо променями з центра О на шість частин, а з центра Брикcа (т. О') проводимо лінії паралельні цим променям. Точки, які отримали на півколі, відповідають відповідним кутам повороту колінчастого вала. З цих точок проводимо вертикальні лінії до перетину з лініями індикаторної діаграми і отримані величини тисків зносимо на вертикалі відповідних кутів , попередньо наміченої сітки розгорнутої індикаторної діаграми. Розгортку починаємо від н.м.т. в процесі ходу впуску. На розгорнутій діаграмі показуємо надлишковий тиск над поршнем Р_r = P_r - P₀, МПа, тому вісь абсцис розгорнутої діаграми є продовженням лінії P₀ згорнутій індикаторній діаграмі.

Масштаб сил індикаторної діаграми:

М_F = M_P F_n = 0,05 3018 10^-6 = 0,0001509 Мн в мм = 150,9 Н в мм

де M_P - масштаб тиску, МПа в мм;

F_n - площа поршня, м².

По розгорнутій діаграмі через кожні 30 кута повороту кривошипа визначаємо значення P_r і заносимо в зведену таблицю динамічного розрахунку (таблиця 5).

4.2 Приведення мас частин кривошипно-шатунного механізму

Маса поршневої групи:

m_n = m'_n F_n = 100 0,003018 = 0,3018 кг,

де m'_n - конструктивна маса поршневої групи, яку беремо з таблиці 7, додаток 1 / [1] / :

m'_n = 100 кг/м².

F_n - площа поршня, м²

Маса шатуна:

m_m = m'_m F_n = 150 0,003018 = 0,4527 кг

Маса неврівноважених частин одного коліна вала без противаг:

m_к = m_к' F_n = 140 0,003018 = 0,4225 кг

Маса шатуна, зосереджена на осі поршневого пальця:

m_ш.п. = 0,275 m_m = 0,275 0,4527 = 0,124 кг

Маса шатуна, зосереджена на осі кривошипа:

m_ш.к. = 0,725 m_ш = 0,725 0,4527 = 0,3282 кг

Маси, які здійснюють зворотно поступальний рух:

m_j = m_n + m_ш.п. = 0,3018 +0,124 = 0,4258 кг

Маси, які здійснюють обертовий рух:

m_R = m_к + m_ш.к. = 0,4225 + 0,3282 = 0,7507 кг.

4.3 Визначення сил інерції

З таблиці 4 переносимо в таблицю 5 значення прискорення поршня j.

Сили інерції мас, які здійснюють зворотно-поступальний рух:

P_j = -jm_j /F=-0,4258j/0,003018=141 Па

Значення P_j заносимо у відповідну графу таблиці 5.

Відцентрова сила інерції обертових мас:

K_R = -m_R R = -0,7507 0,031 628 = -9178 Н

Відцентрова сила інерції обертових мас шатуна:

K_{R ш} = -m_ш.к. R = -0,3282 0,031 628 = -4013 Н

Відцентрова сила інерції обертових мас кривошипа:

K_Rк = -m_.к. R = -0,4225 0,031 628 = -5165 Н

4.4 Визначення сумарних сил

Сумарна сила, сконцентрована на осі поршневого пальця:

Р = Р_r + P_j , Н;

Нормальна сила:

Pn= Ptg, Н;

Значення tg беремо з таблиці 8, додаток 1 / [1] / для відповідного значення .

Сила, яка діє вздовж шатуна:

Pa = P , Н;

Значення беремо з таблиці 9, додаток 1 / [1] / .

Сила, яка діє по радіусу кривошипа:

Px = Р , Н;

Значення беремо з таблиці 10, додаток 1 / [1] / .

Тангенційна сила:

Pт = Р , Н;

Значення беремо з таблиці 11, додаток 1 / [1] / .

Значення сил Р, N, S, K, T заносимо в таблицю 5 і будуємо криві цих сил (мал. 3, лист 1).

Середнє значення тангенційної сили за цикл за даними теплового розрахунку:

Т_ср. =

де Р_і - середній індикаторний тиск, МПа;

F_n - площа поршня, м²;

- тактність двигуна.

По площі, яка знаходиться між кривою Т і віссю абсцис:

Т'_ср. =

де F₁ і F₂ - відповідно позитивні і негативні площі, які знаходяться під кривою

Т: F₁ = 1529 мм²; F₂ = 1070 мм².

ОВ - довжина основи діаграми, мм;

М_F - масштаб сил, Н в мм.

Різниця між значенням Т_ср. отриманим розрахунковим шляхом і по площі, яка знаходиться між кривою Т і віссю абсцис складає 0,19%<2%.

4.5 Крутні моменти

Крутний момент одного циліндра:

М_кр.ц. = Т R Нм,

де R - радіус кривошипа, м.

Значення М_кр.ц. заносимо в відповідну графу таблиці 5.

Період зміни крутного момента чотирьохтактного двигуна:

де і - число циліндрів двигуна.

Сумування значень крутних моментів всіх циліндрів виконуємо табличним способом (таблиця 6) і за отримани ми даними будуємо криву М_кр. в масштабі :

М_м= М_F R.

М_м = 150,9 0,031 = 4,6779 Нм/мм

(мал. 4, лист 1).

Середній крутний момент двигуна, за даними теплового розрахунку:

М_{кр. ср.} = М_і = М_е

де М_е =

Середній крутний момент двигуна по площі, яка знаходиться під кривою М_кр.:

М_{кр. ср.} =

Помилка:

4.6 Сили, які діють на шатунні шийки колінвала

Сумарна сила, яка діє на шатунну шийку по радіусу кривошипа:

Р_к = К + К_RШ, Н.

Розраховані значення сили Р_к заносимо в відповідну графу таблиці 5.

Результуюча сила, яка діє на шатунну шийку R_шш підраховуємо графічним додаванням векторів сил Т і Р_к при побудові полярної діаграми (мал. 5, лист 1).

4.7 По полярній діаграмі будуємо діаграму спрацювання шатунної шийки

Проводимо коло, яке зображає шатунну шийку. Це коло ділимо на 12 частин променями мал. 6, лист 1.

Подальшу побудову проводимо слідуючим чином:

- переносимо промінь з діаграми спрацювання паралельно самому собі на полярну діаграму;

- по полярній діаграмі визначаємо сектор на шатунній шийці (по 60⁰ в кожну сторону від променя), в якому діючі сили викликають зусилля (спрацювання) по напрямку променя;

- визначаємо величину кожної сили R_шші, яка діє в секторі променя і підраховуємо результуючу величину R_шші в вибраному масштабі від кола до центра.

Далі проводимо всі ці дії для кожного променя, а потім кінці відрізків з'єднуємо плавною лінією.

З діаграми спрацювання шатунної шийки визначаємо місце, де де спрацювання буде найменшим, саме там буде масляний отвір.

5. Аналіз врівноваженості двигуна

Чотирьохциліндрові рядні двигуни набули широкого вжитку на легкових автомобілях. Всі вони мають плоский колінвал з дзеркально-симетричним розташуванням привальників відносно його середини. Така схема колінвала забезпечує достатню зрівноваженість і рівномірне чергування спалахів у циліндрах. Порядок роботи циліндрів можна організувати за двома рівнозначними схемами: (1-2-4-3) та (1-3-4-2). Кутові інтервали між спалахами однакові і дорівнюють 180°. Колінчастий вал двигуна має кривошипи розміщені під кутом 180.

Сили інерції першого порядку і їх моменти при вказаному роз положенні кривошипів взаємно зрівноважуються:

і

Сили інерції другого порядку для всіх циліндрів рівні і направлені в одну сторону. Їх рівнодійна:

Деякі двигуни мають колінчасті вали з противагами для зменшення відцентрових сил, діючих на корінні підшипники.

Схема сил інерції, діючих в чотирьохциліндровому рядному двигуні

6. Розрахунок деталей кривошипно-шатунного механізму на міцність

6.1 Розміри основних деталей кривошипно-шатунного механізму і циліндро-поршневої групи

- Товщина днища поршня:

= (0,05 ... 0,1) D = 0,1 77= 7,7 мм.

- Товщина стінки головки поршня:

S_n = (0,05 ... 0,1) = 0,07 77 = 5,39 мм.

- Радіальна товщина кільця:

компресійного t = (0,04 ... 0,045) D = 0,042 77= 3,234 мм.

масло знімного t = (0,038 ... 0,043) D = 0,04 77= 3,08 мм.

- Радіальний зазор кільця в канавці поршня:

компресійного t = (0,7 ... 0,95) = 0,8 мм.

масло знімного t = (0,9 ... 1,1) = 1мм.

- Внутрішній радіус днища поршня:

r_i =

- Число масляних отворів у поршні:

n_M = 6 ... 12 = 8.

- Діаметр масляного каналу:

d_M = (1 ... 2) = 1 мм

- Висота юбки поршня:

h_ю = (0,6 ... 0,8) D = 0,65 77 = 50,05 мм.

- Зовнішній діаметр поршневого пальця:

d_n =(0,22 ... 0,28) D = 0,26 77 = 20,02 мм.

- Внутрішній діаметр пальця:

d_в = (0,65 ... 0,75) d_n = 0,6 20,02 =12,012 мм.

- Довжина пальця:

_П = (0,78 ... 0,88) D = 0,85 77 = 65,45мм.

- Відстань між торцями бобишок:

В = (0,3 ... 0,5) D = 0,4 77 = 30,8мм.

- Різниця між зазорами кільця у вільному і робочому стані:

S₀ = (2,5 ... 4) t = 3,2 3,234 = 10,3488 мм.

- Товщина стінки циліндра:

_ц = (4 ... 10) мм = 6 мм.

- Довжина втулка шатуна:

_ш = (0,28 ... 0,32) D = 0,3 77 = 23,1мм.

- Зовнішній діаметр верхньої головки шатуна:

d_р.н. = (1,25 ... 1,65) d_n = 1,6 20,02 = 32,032 мм

- Внутрішній діаметр верхньої головки шатуна:

d_р.в. = (1,1 ... 1,25) d_n = 1,12 20,02 = 22,4224 мм

- Довжина головки шатуна:

_n = (0,33 ... 0,45) D = 0,33 77 = 25,41мм.

- Розміри перерізу шатуна:

h_{ш min} = (0,5 ... 0,55) d_р.н. = 0,53 32,032 = 16,98 мм.

h_ш = (1,2 ... 1,4) h_{ш min} = 1,3 16,98 = 22,07 мм.

В_Ш = (0,5 ... 0,6) _ш = 0,55 23,1 = 12,7 мм

а_ш = (2,5 ... 4) мм = 3 мм.

- Ширина кришки:

_к = (0,45 ... 0,95) d_шш = 0,52 50,05 = 26,026мм.

- Товщина кришки:

h_к 0,5_к = 0,5 26,026 = 13,013 мм

- Діаметр шатунної шийки:

d_шш = (0,56 ... 0,75) D = 0,65 77 = 50,05мм.

- Ширина шатунної шийки:

_шш = _к = 26,026 мм.

- Товщина вкладиша:

h_в = (0,03 ... 0,05) d_шш = 0,04 50,05 = 2,002 мм.

- Ширина вкладиша:

_в = _к - (3 ... 4) = 26,026-3 = 23,026 мм.

- Відстань між шатунними болтами:

_б = (1,3 ... 1,75) d_шш = 1,4 50,05 = 70,07 мм.

- Діаметр корінної шийки:

зовнішній d_{з. кш.} = (0,6 ... 0,8) D = 0,622 77 = 47,894 мм

внутрішній d_{вн. кш.} = (0,2 ... 0,3) d_кш. = 0,25 47,894 = 11,97 мм.

6.2 Розрахунок циліндра

Напруження розтягу в стінці циліндра:

де Р_{z max} - максимальний розрахунковий тиск газів в циліндрі;

D - діаметр циліндра, м;

- товщина стінки циліндра, м.

=40 ... 60 МН/м².

Шпильки кріплення головки блока розраховують на розрив в небезпечному перерізі під дією сили, виникаючої при затяжці гайок.

Сила попередньої затяжки шпильки:

Р_з = (1,25 ... 1,5)Р_{z max} F_r = 1,35 5,27 0,0036216 = 0,025766 МН,

де Р_{z max} - максимальний тиск згоряння, МН/м²

F_r - площа, обмежена краєм прокладки навколо камери згоряння:

F_r = (1,1 ... 1,3) F_n = 1,2 0,003018 = 0,0036216 м^2.

Сумарна розрахункова сила, яка діє на шпильки:

Р_Р = Р_З + Р_{z max} F_r = 0,025766 + 5,27 0,0036216 = 0,045 МН.

Сумарна сила, яка діє на одну шпильку:

Р_р' =

де Z - число шпильок, що приходяться на один циліндр.

Напруження розтягу в шпильці:

де F₀ - площа мінімального поперечного перерізу стержня шпильки, взята по внутрішньому діаметру різьби.

d = 12 мм d_B = 12,012 мм

F₀ =

- для легованих сталей.

6.3 Розрахунок поршня

Напруження згину в днищі поршня:

де r_i - внутрішній радіус днища поршня, м;

- мінімальна товщина днища поршня, м;

для поршнів, в яких днище підсилене ребрами жорсткості.

Напруження стиску в кільцевому січенні, ослабленому отворами для відведення масла:

де = F_n = 5,27 0,003018 = 0,0159 МН; - максимальна сила тиску газів на днище поршня.

- площа розрахункового січення по канавці поршня з врахуванням отворів для відведення масла.

=

де d_k = D-2 (t + t) = 77 - 2 (3,234 + 0,8) = 68,932 мм - діаметр канавки;

d_i - внутрішній діаметр поршня;

n'_M = 8 - кількість масляних отворів.

F' = - площа масляного отвору.

Максимальний тиск на поверхні тертя юбки:

q =

де h_ю - висота юбки поршня, м;

q = 0,72 МН/м² [q] = 0,33 ... 0,96 МН/м².

Рис.3 Поршень

6.4 Розрахунок поршневого пальця

Тиск на втулку верхньої головки шатуна:

q₁ =

де = F_n + K P_{j max} = 5,27 0,003018 - 0,8 0,004723 = 0,0122МН;

Р_jmax=-m_n- максимальний тиск від сил інерції зворотно-поступально рухаючихся мас;

К = 0,8 - коефіцієнт, який враховує масу поршневого пальця і верхньої головки шатуна;

d_n - зовнішній діаметр пальця;

- довжина верхньої головки шатуна, м.

q₁ = 24,02 МН/м² [q₁] = 20 ... 60 МН/м².

Тиск на бобишки поршня:

q_е =

де - загальна довжина пальця, м;

В - відстань між торцями бобишок, м.

q₂ = 17,7МН/м² [q₂] = 15 ... 50 МН/м².

Напруження згину в пальці:

де = - відношення внутрішнього діаметра пальця до зовнішнього діаметра.

Напруження в пальці на зріз:

Максимальна овалізація пальця:

де Е = 2 10⁵ МН/м² - модуль пружності матеріалу пальця.

0,0074 мм [] = 0,02 ... 0,05 мм.

6.5 Розрахунок поршневих кілець і компресійного кільця

Середній тиск кільця на стінки циліндра:

Рср =

де Е - модуль пружності матеріалу кільця: для легованого чавуну - Е = 1,210⁵ МН/м²;

S₀ - різниця між зазорами кільця у вільному і робочому стані;

t - радіальна товщина кільця, м;

= 0 - для кільця рівномірного тиску;

D - діаметр циліндра, м.

Напруження згину в кільці в робочому стані:

Напруження згину в кільці при надіванні його на поршень:

де m = 1,57 - коефіцієнт, який залежить від способу надівання кільця.

6.6 Розрахунок шатуна

Напруження на розрив в верхній головці шатуна:

де Р_nmax - сила інерції поршневого комплекту, діюча на верхню головку шатуна;

Р_nmax = m_n' R² (1 + _ш) F_n 10^-6 = 100 0,031 628 (1 + 0,28) 0,003018 10^-6 = -0,0047 МН.

m_n' - приведена маса поршневого комплекту, кг/м²;

R - радіус кривошипа, м;

- кутова швидкість колін вала двигуна хв.^-1;

F_n - площа поршня, м²;

d_rз - зовнішній діаметр верхньої головки шатуна, м;

d_rв - внутрішній діаметр верхньої головки шатуна, м;

- довжина верхньої головки шатуна, м.

Розрахунок стержня шатуна.

Запас міцності стержня шатуна визначаємо по січенню в середині шатуна (мал.3) на розтяг від сили Р_р = -Р_jmax і на стиск від сили Р_ст = Р_zmax.

Значення Р_jmax і Р_zmax беремо з графіків динамічного розрахунку двигуна:

Р_ст = Р_zmax = 0,0122 МН; Р_р = -0,008 МН.

Напруження стиску без врахування поздовжнього згину звужуючогося стержня шатуна:

де f - площа поперечного січення стержня шатуна (мал. 3):

f = h_ш в_ш - (в_ш - а_ш) (h_ш - 2t_ш) = 22,07 12,7 - (12,7 - 3) (22,07 - 2 3) = 124,41 10^-6 м².

Напруження розтягу:

Середнє напруження за цикл:

Амплітуда циклу:

Запас міцності стержня:

n_с.ш. =

де - границя втомлюваності матеріалу при симетричному циклі на розтяг;

= 240 МН/м^{2 .}

= 0,9 - коефіцієнт, враховуючий вплив частоти обробки;

= 0,2 - коефіцієнт, що залежить від характеристики матеріалу.

Розрахункова сила інерції поступально рухаючихся і обертаючихся мас, що лежать вище площини розйому кришки нижньої головки шатуна:

Р_jmax = -[(0,3018 + 0,4258) 0,031 628² (1 + 0,28) + (0,7507 - 0,0905) 0,031 628²] 10^-6 = 0,01946 МН.

де m_n - маса поршневого комплекту, кг;

m_{n ш} - маса шатунної групи, яка здійснює зворотно-поступальний рух, кг;

R - радіус кривошипа, м;

m_{к. ш.} - маса шатунної групи, яка здійснює обертовий рух, кг;

m_{к. р.} - маса кришки кривошипної головки, кг:

m_{к. р.} = (0,20 ... 0,28) m_ш = 0,2 0,4527 = 0,0905 кг.

Напруження згину:

де _б - відстань між шатунними болтами, м;

- момент опору розрахункового січення кришки без ребер жорсткості;

r₁ = 0,5 (d_шш + 2t_b) = 0,5(0,05005 + 2 2) = 27 мм = 0,02 м - внутрішній діаметр кривошипної головки;

- відповідно ширина і товщина кришки, м;

І = - момент інерції січення кришки;

І_в = - момент інерції січення вкладиша;

- відповідно ширина і товщина вкладиша, м;

F_k, F_B - площі поперечного перерізу відповідно кришки і вкладиша, м².

F_k + F_B = _к 0,5 (_б - d_шш) = 0,026026 0,5 (0,07007 - 0,05005) = 0,00026 м²

Сила, яка розтягує шатунні болти:

Р_б = Р_п.з. +

де Р_п.з. = (2 ... 3) Р_jmax = 2 0,01946 = 0,0389 МН - сила попередньої затяжки болтів;

= 0,23 - коефіцієнт основного навантаження різьбового з'єднання;

і_б - кількість болтів в одному шатуні.

Напруження в болті:

де f_min = Пd_б²/n = 3,14 0,0096²/n = 4,67 10^-5 м² - мінімальна площа січення болта;

d_б - мінімальний діаметр болта в розрахунковому січенні, м.

Середнє напруження за цикл:

Амплітуда напружень:

Запас міцності:

n=

де К_б = 3,8 - коефіцієнт концентрації напружень в різьбі.

Рис.4 Шатун

7. Розрахунок маховика

При розрахунку маховика приймаємо, що маса зосереджена в ободі, а поперечне січення обода має прямокутну форму.

Необхідний момент інерції двигуна з маховиком розраховуємо по формулі:

де _n - кутова швидкість колін вала двигуна на номінальному режимі, с^-1;

m_Т - масштаб тиску сили, МН/м² в мм;

m - масштаб кутового переміщення:

m = - із діаграми сумарного крутного момента;

F_надл - площа, виражаюча найбільшу надлишкову додатню роботу дотичної сили, діючої на кривошип, мм²;

R - радіус кривошипа, м.

Момент інерції маховика:

І_м = (0,8 ... 0,9) І = 0,193 0,9 = 0,1733 Нм с².

Маса маховика:

m_M =

де D_ср = (3 ... 4) S = 3,5 0,062 = 0,217 м - середній діаметр обода маховика;

S - хід поршня, м.

Товщину обода приймаємо h = 0,11 м, а ширину визначаємо з формули:

В =

де = 7800 кг/м³ - густина матеріалу маховика (сталь).

Колова швидкість на зовнішньому діаметрі обода маховика:

V_M =

V_M = 51 м/с

8. Розрахунок механізму газорозподілення

8.1 Діаметри горловин впускного та випускного клапанів

де середня швидкість поршня м/с;

F_n - площа поршня, м²;

і - кількість впускних або випускних клапанів в циліндрі;

- середня швидкість газу в горловині впускного або випускного клапана:

впускного = 40 ... 80 = 80 м/с

випускного = 70 ... 100 = 100 м/с.

8.2 Максимальна висота підйому клапана

h_кл max =

- впускного h_кл max =

- випускного h_кл max =

де d_r - діаметр горловини, м;

- кут фаски клапана: =45⁰.

8.3 Кути дії кулачків

де _{в. вп.}, _{зап. вп.}, _{в. вип.}, _{зап. вип.} - кути випередження відкриття і запізнення закриття впускного та випускного клапанів в градусах повороту колінвала.

8.4 Параметри профілю кулачка

Радіуси початкового кола кулачка:

r_{0 вп} = (1,5 ... 2,0) h_{шт max} = 1,75 0,00792 = 0,01386 м;

r_{0 вип} = (1,5 ... 2,0) h_{шт max} = 1,75 0,0071 = 0,01243 м.

де h_{шт max} - максимальний підйом штовхача; h_{шт max} = h_{кл max}.

Радіуси двох дуг профілю кулачка:

з технологічних міркувань r_Г = 4 мм:

де а_вп = (r₀ + h_{шт max} - r₂) = 13,86 + 7,92 - 4 = 17,78 мм;

а_вип = (r₀ + h_{шт max} - r₂) = 12,43 + 7,1 - 4 = 15,55 мм.

Для забезпечення зазору в клапанному механізмі тилову частину кулачка виконують радіусом r_к:

r_к = r₀ - S

r_{к вн} = 13,86 - 0,3 = 13,56 мм;

r_{к вип.} = 12,43 - 0,4 = 12,03 мм.

де S - температурний зазор. Для впускного клапана S = 0,3 мм, а для випускного клапана S = 0,4 мм.

Рис.5 Кулачок

8.5 Визначення розмірів та запасу міцності клапанної пружини

Для розрахунку беремо пружину впускного клапана, як більш навантажену, оскільки діаметр впускного клапана, і внаслідок цього його маса, більші.

Максимальна та мінімальна сили, що діють на пружину на ділянці з негативним прискоренням.

де m_клmax = приведена маса клапанного механізму

m_клmеx = m'_клмех F_{r вн} = 200 0,000615 = 0,123 кг

F_{r вн} - площа прохідного перерізу впускної горловини:

F_{r вн} =

m'_клмех = (180 ... 230) кг/м² = 200 кг/м²

_к - кутова швидкість кулачка:

_к = 0,5 = 0,5 576,6 = 288,3 с^-1

К - коефіцієнт запасу

К = 1,45 ... 1,7 = 1,6.

Для перевірки надійності закриття клапана визначаємо силу Р'_{пр мін}, яка діє на закритий випускний клапан при найбільшому розрідженні:

Р'_{пр мін} =

де р = (р_тр - р_а) - різниця тисків у випускному трубопроводі і в циліндрі відповідно: р = (0,05 ... 0,07) = 0,06 МН/м²

d_{r вип.} - діаметр горловини випускного клапана, м.

Середній діаметр пружини:

D = (0,8 ... 0,9)d_{r вн} = 0,9 0,026 = 0,0234 м.

Діаметр дроту пружини:

d = 0,00021 м,

де К' = 1,17 ... 1,24 = 1,2;

Р_{пр max} - максимальна сила, що діє на пружину, МН;

[] - межа втомлення на скручування; [] = 350 ... 600 МН/м² = 500 МН\м².

Одержане значення d округлюємо до стандартного d = 0,00021 м.

Визначення запасу міцності пружини.

Максимальне та мінімальне напруження в пружині:

Середнє напруження та амплітуда напружень:

Запас міцності пружини:

n =

де ₁ = 340 ... 400 МН/м² = 380 МН/м²;

K / = 1,0; d = 0,1

Жорсткість пружини:

С =

Число робочих витків пружини:

і_р = витків,

де G = (8,0 ... 8,3) 10⁴ МН/м² = 8 10⁴ МН/м² - модуль пружності другого роду для пружинних сталей.

Повне число витків:

і_н= і_р + 2 = 6 + 2 = 8 витків.

Деформація пружини:

- при закритому клапані:

h_про =

де С - жорсткість пружини, МН/м².

- при повністю відкритому клапані:

h_{пр max} = h_{пр 0} + h_{кл max} = 10 + 7,35 = 17,35 мм.

Довжина пружини у вільному стані:

L_пр = h_{пр max} + d i_n + min i_p = 17,35 + 3,6 8 + 0,6 6 = 71,35 мм,

де min - мінімальний зазор між витками пружини при повністю відкритому клапані:

min = 0,5 ... 0,9 мм = 0,6 мм.

Схема ОНС з верхнім розміщенням вала ГРМ в головці циліндрів. Виходячи з аналізу світових тенденцій двигунобудування приймаємо, що привід вала ГРМ здійснюватиметься зубчастим пасом. Це дає наступні переваги перед ланцюговою передачею: зниження шумності; збільшення потужності двигуна, за рахунок зменшення тертя у приводі розподільчого вала.

9. Розрахунок системи мащення

9.1 Кількість мастила, що циркулює в двигуні

Кількість відведеної мастилом теплоти:

Q_M = (0,015 ... 0,03) Q₀ = 0,03 134,55 = 4,037 кДж/с,

де Q₀ - кількість теплоти, що виділяється при згорянні палива.

Q₀ =

Кількість циркулюючого мастила:

V_M =

де - густина мастила, = 900 кг/м³;

С_М - середня теплоємність мастила, С_М = 2,094 кДж/кгк;

t_M = 10 ... 15 = 10⁰С - різниця температури мастила на вході та виході з двигуна.

9.2 Розрахунок масляного насосу

При розрахунку масляного насосу циркуляційні витрати мастила збільшуються удвоє:

V_p' = 2V_M = 2 0,00021 = 0,00042 м³/с.

З урахуванням втрат через зазори в насосі розрахункові витрати:

V_p = V_p' /_n = 0,00042/0,6 = 0,0007 м³/с,

де _n = 0,6 … 0,8 = 0,6 - об'ємний ККД насоса.

Розміри шестерен знаходимо, скориставшись виразом для знаходження розрахункових витрат:

V_p =

де d - діаметр початкового кола шестерні, м, d = Z m

h., B - відповідно висота та довжина зуба, м;

N_n - частота обертання шестерні, хв.^-1.

Для визначення висоти і довжини зубця задаємося числом зубців z і модулем m та частотою обертання Nn:

z = 6 ... 12 = 7;

m = (0,003 ... 0,006) = 0,0045;

Nn = 0,5 N = 0,5 6000 = 3000 хв^-1,

тоді висота зуба:

N = 2m = 2 0,0045 = 0,009 м.

а довжина:

В =

Потужність, яка витрачається на привід масляного насосу:

N_M.n. =

де Р_М - робочий тиск мастила в системі:

Р_М = 0,3 ... 0,5 МН/м² = 0,4 МН/м².

- 0,85 ... 0,9 =0,88 - механічний ККД насоса.

Рис.7 Схема системи мащення

1-фільтр, 2-електричний термометр, 3-масляний радіатор, 4-запобіжний клапан, 5-кран, 6-маслоприймач, 7-масляний насос, 8-редукційний клапан, 9-перепускний клапан, 10-фільтр, 11-електричний манометр, 12-головна масляна магістраль, 13-коренні підшипники, 14-підшипники, 15-вісь коромисл, 16-масломірна лінійка, 17-горловина патрубка.

10. Розрахунок системи охолодження

10.1 Кількість охолоджуючої рідини, яка циркулює в системі

Кількість відведеної в охолоджуючу рідину теплоти:

Q_p = (0,2 ... 0,3) Q₀ = 0,25 134,55 = 33,64 кДж/с.

Кількість циркулюючої рідини в системі:

V_р =

де - густина охолоджуючої рідини, = 1000 кг/м³;

С_р - теплоємність охолоджуючої рідини, С_р = 4,187 кДж/кгк;

t_р = 5 ... 15 = 10⁰С - різниця температур на вході та виході з двигуна.

10.2 Розрахункова подача водяного насоса

де _n = 0,8 … 0,9 = 0,85 - коефіцієнт подачі насоса.

Потужність, яка витрачається на привід водяного насосу:

N_В.n. =

де Р_р - тиск, створюваний насосом:

Р_р = 0,035 ... 0,15 МН/м² = 0,1 МН/м².

- 0,7 ... 0,9 = 0,7 - механічний ККД насоса.

10.3 Розрахунок вентилятора

Кількість повітря, що проходить через радіатор:

V_П =

де Q_p - кількість теплоти, відведеної від охолоджуючої рідини, кДж/с;

- густина повітря при його середній температурі.

=

- тиск оточуючого середовища, = 1,013 10⁵ Н/м;

R_n = 287 Дж/(кг град.) - газова постійна повітря;

Т₀ = 273 + - середня температура повітря в радіаторі;

С_n = 1 кДж/(кг К) - теплоємність повітря;

= 6 ... 12 = 10⁰С - перепад температур повітря на вході і виході з радіатора.

Діаметр лопастей вентилятора:

D_B = 1,3=0,477 м,

де _n - швидкість повітря в вентиляторі; _n = 13 ... 30 = 20 м/с.

Частота обертання вала вентилятора:

n =

де И = 80 ... 125 м/с = 90 м/с - лінійна швидкість кінця лопаті робочого колеса вентилятора.

Потужність, що витрачається на привід вентилятора:

N_вент. =

де Р_ТР = 600 ... 1000 Н/м² = 900 Н/м² - опір повітряного тракту;

_вент. = 0,6 - ККД вентилятора.

Вентилятор встановлено на вал електродвигуна.

Рис.7 Схема рідинної системи охолодження

1-радіатор, 2-вентилятор, 3-верхній патрубок, 4-термостат, 5-водяна сорочка, 6-розподільна труба, 7-насос, 8-головка циліндрів, 9-рефлектор, 10-охолодні ребра.

Перелік посилань

1. Захарчук В.І. Розрахунок механізмів двигунів внутрішнього згоряння. Методичні вказівки до курсового та дипломного проектування з курсу "Автомобільні двигуни". - Луцьк: ЛІІ. - 1997. - 29 с.

2. Захарчук В.І. "Автомобільні двигуни". Програма курсу та методичні вказівки до виконання контрольної роботи. - Луцьк: ЛДТУ. - 2001. - 30 с.

3. Кончин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М: - Высшая школа. - 1971. - 336 с.

4. Методические указания к выполнению расчета деталей двигателя на прочность по дисциплине "Автомобильные двигатели" для студентов заочной формы обучения специальности 1609 (сост. К.Е. Долганов, А.Г. Говорун, В.И. Дмитренко. - К.: КАДИ, 1989. - 24 с.).

Размещено на Allbest.ru