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

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

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.

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

Общий запас прочности шатунной шейки:

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

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.

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

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.

Размещено на Allbest.ru