Размещено на http://www.allbest.ru/

Аннотация

В выпускной квалификационной работе в соответствии с заданием разработан эскизный проект двигателя для сельскохозяйственного трактора номинальной мощностью 70 кВт при частоте вращения вала 2400 мин-1 с газотурбинным наддувом.

Выполнены расчет цикла, динамический и прочностной расчеты основных деталей, проведено уравновешивание двигателя, описаны его основные системы.

В исследовательском разделе произведен расчёт турбины и компрессора, обоснован выбор конкретного турбокомпрессора и приведены характеристики совместной работы двигателя и турбокомпрессора.

Abstract

The conceptual design of the engine for the farm tractor developed in the final qualifying work in accordance with the mission, with a nominal capacity of 70 kWt a speed of 2400 min-1 with gas turbine charging.

Performed calculation of the cycle, dynamic and strength calculations of the basic details, held trim engine, describes its main system.

We work in the research section the calculation of the turbine and compressor, the choice of a particular turbocharger and shows the characteristics of the joint operation of the engine and turbocharger.

Содержание

Введение

1. Техническое задание на проектирование двигателя

1.1 Цель разработки и область применения

1.2 Технические требования

2. Расчёт цикла дизеля

2.1 Выбор исходных данных

2.2 Анализ вычисленных показателей и параметров

3. Статистический анализ выпускаемых двигателей

4. Моделирование регуляторной характеристики проектируемого дизеля.

5. Динамический расчёт

5.1 Уравновешивание двигателя

5.2 Определение наиболее нагруженного режима

5.3 Удельные суммарные силы, действующие в КШМ

6. Расчёт на прочность основных деталей двигателя1

6.1 Расчёт коленчатого вала

6.2 Расчёт шатуна

6.3 Расчёт подшипников скольжения

6.4 Расчёт шатунных болтов

6.5 Расчёт цилиндро-поршневой группы

7. Расчёт механизма газораспределения

7.1 Профилирование безударного кулачка

7.2 Расчёт профиля безударного кулачка

7.3 Расчёт клапанной пружины

7.4 Расчёт распределительного вала

8. Описание двигателя

9. Исследовательский раздел

9.1 Расчёт турбокомпрессора

9.2 Расчёт радиально-осевой турбины

10.3 Обоснование выбора турбокомпрессора

Библиографический список

Приложения

Введение

Тенденции развития двигателестроения в настоящее время характеризуются увеличением удельной мощности поршневых двигателей, форсированием современных двигателей, повышение энергоэффективности при одновременном росте требований к надежности. Работы по модернизации серийных и созданию новых тракторов продолжаются. Для этого необходимо реализовать в производстве комплекс мероприятий, направленных на снижение вредного воздействия на окружающую среду в соответствии с требованиями, предъявляемыми при обязательной сертификации тракторов. Среди задач, которые предстоит срочно решать отечественной тракторной промышленности, на одном из первых мест находится создание производства современных дизелей мощностью 60-100 кВт для тракторов тягового класса 3. Задача повышения удельной мощности и крутящего момента двигателя была актуальна всегда. Однако самое простое решение - повысить мощность двигателя путем увеличения его рабочего объема приводит к увеличению габаритов и массы конструкции. Количество подаваемой рабочей смеси можно поднять за счет увеличения частоты вращения коленчатого вала (другими словами, реализовать в цилиндрах за единицу времени большее число рабочих циклов), но при этом возникнут серьезные проблемы, связанные с ростом сил инерции и резким увеличением механических нагрузок на детали силового агрегата, что приведет к снижению ресурса мотора. Наиболее действенным способом в этой ситуации является применение газотурбинного наддува.

1. Техническое задание на проектирование двигателя

Провести кинематический и динамический расчеты кривошипно-шатунного механизма дизеля номинальной мощности Neн = 62 кВт при частоте вращения nн = 2300 мин-1 , с коэффициентом приспособляемости м?1,15 , скоростным коэффициентом Kn ? 0, 71.

В качестве прототипа рекомендуется выбрать Д-240 номинальной мощности Neн = 56,4 кВт; nн = 2300 мин-1; Memax=258 Нм; =1600 мин-1

1.1 Цель разработки и область применения

Двигатель предназначен для установки на сельскохозяйственный трактор с улучшенными технико-экономическими показателями. Двигатель должен обеспечивать эксплуатацию техники при рабочей температуре окружающего воздуха согласно ГОСТ 15150-88 от +40С до -40С в условиях умеренного климата.

1.2 Технические требования

Основные параметры и размеры проектируемого двигателя приведены в табл. 1.

Основные параметры и размеры

Тип двигателя	Поршневой
Число тактов	4
Число цилиндров	4
Расположение цилиндров	Вертикально в ряд
Порядок работы цилиндров.	1-3-2-4
Направление вращения коленчатого вала	Правое
Степень сжатия	16,5
Максимальная мощность, кВт	62
Частота вращения при максимальной мощности, мин-1	2300
Минимальная частота вращения на режиме холостого хода	840
Удельный эффективный расход топлива по внешней скоростной характеристике, не более, г/(кВтч)	232
Расход масла в % от расхода топлива без учета смены, не более	0,1
Пусковые качества	Согласно требованиям ГОСТ Р 54120-2010 от 01 сентября 2011 года №
Выделение вредных веществ	Двигатель должен соответствовать требованиям ГОСТ Р 41.83-2004 (Правила ЕЭК ООН №83)
Масса незаправленного двигателя со сцеплением, кг	Подлежит уточнению при разработке
Габаритные размеры	Габаритные, установочные и присоединительные размеры уточняются при разработке технического проекта

Составные части изделия и применяемые при производстве материалы приведены в табл. 2.

Таблица 2

Составные части изделия и применяемые материалы

Блок цилиндров	Отлит из специального высокопрочного чугуна, что придает конструкции двигателя жесткость и прочность
Гильза цилиндров	Мокрая
Головка цилиндров	Съемная, общая для всех цилиндров, материал - чугун
Камера сгорания	ЦНИДИ
Поршни	Отлиты из алюминиевого сплава.
Поршневые кольца	Два компрессионных и одно маслосъемное. Компрессионные - высокопрочный чугун, хромовое покрытие. Маслосъемное с расширителем - специальный серый чугун, хромовое покрытие
Пальцы поршневые	Плавающего типа, стальные
Шатуны	Стальные, двутаврового сечения
Подшипник поршневой головки шатуна	Бронзовая втулка
Подшипник кривошипной головки шатуна	Тонкостенные стальные вкладыши с антифрикционным слоем из оловянистой бронзы
Коленчатый вал	Полноопорный, стальной
Маховик	Чугунный, стальной зубчатый венец
Вал распределительный	Пятиопорный, чугунный
Клапаны	Верхние, четыре клапана на цилиндр; материал клапанов - жаропрочная сталь
Втулки направляющие клапанов	Металлокерамические
Коромысла клапанов	Стальные
Газопроводы	Впускной - литой, алюминий; выпускной - литой, чугун
Система топливоподачи	Принудительная
Фильтр очистки	Тонкой очистки с картонным фильтрующим элементом
Воздухоочиститель	С сухим бумажным фильтрующим элементом
Система смазки	Комбинированная, под давлением смазываются коренные и шатунные подшипники, коромысла
Картер масляный	Литой, алюминиевый сплав
Насос масляный	Шестеренчатого типа
Фильтр масляный	Сменный фильтрующий элемент
Система охлаждения	Жидкостная, закрытая с принудительной циркуляцией
Топливо	Дизельное ГОСТ Р 52368-2005
Смазки	Внесезонные масла SAE 5W-40 (SJ/CF ТУ 0253-016-05766528)
Охлаждающая жидкость	Тосол-ТС Felix, ТУ 2422-006-36732629

2. Расчёт цикла дизеля

2.1 Выбор исходных данных

Расчёт цикла проводится на двух режимах: номинальной мощности Ne при номинальной частоте вращения коленчатого вала n; максимального крутящего момента max при частоте вращения коленчатого вала . Исходные данные для расчёта цикла дизельного двигателя приведены в табл. 1.

Сначала проводится расчёт цикла при заданной номинальной мощности Ne при частоте вращения n, отношению хода поршня S к диаметру цилиндра D, длине шатуна L и величине л=r/L (приняв, что D=0; S=0). При этом определяется ориентировочные значения S и D. Выбираем отношение S/D=1,136, L=230 мм, а отношение кривошипа к длине шатуна л=r/L=0,272 (по прототипу). После их окончательного выбора S=125 мм и D=110 мм проводятся уточнённые расчёты на двух режимах.

Результаты расчёта цикла дизельного двигателя по программе DIZ (разработанной на кафедре) на режимах номинальном и максимального крутящего момента приведены в табл. 1 и 2

Таблица 3

Исходные показатели и параметры для расчёта цикла дизельного двигателя

Параметры	Режим Nн	Режим max
	Рекомендуемый	Принятый	Рекомендуемый	Принятый
Давление окружающей среды ро,МПа	0,1	0,1	0,1	0,1
Температура окружающей среды То, К	298	298	298	298
Число цилиндров i	_	4	_	4
Степень сжатия е	11-17	16,5	11-17	16,5
Коэффициент избытка воздуха б	1,50-2,20	1,80	1,50-2,20	1,70
Механический КПД з	0,80-0,92	0,80	0,80-0,92	0,85
Подогрев свежего заряда ?Т	0-10	10	0-10	14
Температура остаточных газов Тr,К	600-900	800	600-900	800
Коэффициент сопротивления впускной системы овп	0,80-0,90	0,87	0,82-0,92	0,87
Коэффициент сопротивления выпускной системы овып	0,85-1,10	1,05	0,85-1,10	1,02
Коэффициент дозарядки	1,00-104	1,0	0,95-102	1,0
Коэффициент полноты индикаторной диаграммы ?п	0,90-0,95	0,92	0,92-0,95	0,94
Коэффициент использования тепла в точке «z» оz	0,7-0,87	75	0,7-0,87	0,77
Коэффициент использования тепла в точке «в»ов	0,82-0,90	90	0,82-0,95	0,92

2.2 Анализ вычисленных показателей и параметров

Для анализа полученных показателей и параметров в результате расчётов цикла дизеля на двух режимах сведём их в табл.2 и сравним их с рекомендуемыми. Скоростной коэффициент равен 1700/2300=0,708<0,71, номинальный коэффициент запаса крутящего момента

µ=(319,67-280,92)/319,67=0,12<0,14.

Таблица 4

Вычисленные параметры после расчёта цикла дизельного двигателя

Параметры	Режим	Режим
	Статистические данные	Вычисленные параметры	Статистические данные	Вычисленные параметры
Коэффициент остаточных газов гост	0,02-0,04	0.037	0,02-0,04	0,035
Коэффициент наполнения зн	0,8-0,98	0,826	0,8-0,98	0,828
Давление в начале сжатия ра, МПа	0,08-0,15	0,139	0,08-0,15	0,135
Температура в начале сжатия Та	320-400	388	320-400	384
Показатель политропы сжатия n1	1,32-1,37	1,361	1,32-1,37	1,362
Давление в конце сжатия Рс,	5,0-8,0	6,323	5,0-8,0	6,135
Температура в конце сжатия Тс,К	800-1100	1058	800-1100	1065
Максимальная температура сгорания Tz, К	1750-2300	2073	1750-2300	2138
Максимальное давление цикла Pz, МПа	7,0-12,0	10,0	7,0-12,0	11,0
Показатель политропы расширения n2	1,15-1,30	1.204	1,15-1,30	1,209
Давление в конце расширения Рв,МПа	0,20-0,60	0,431	0,20-0,60	0,438
Температура в конце расширения Тв, К	1000-1300	1193	1000-1300	1223
Среднее индикаторное давление Рi,МПа	-	0,956	-	1,027
Индикаторная мощность Ni, кВт	-	90,8	-	69,1
Удельный индикаторный расход топливаgi,г/(кВт·ч)	160-217	185	160-217	179
Индикаторный КПД	0,39-0,53	0,457	0,39-0,53	0,402
Среднее эффективное давление Ре, МПа	0,70-1,8	0,765	0,70-1,8	1,026
Эффективная мощность Ne, кВт	-	72,6	-	58,7
Удельный эффективный расход топлива ge, г/(кВт·ч)	190-245	231	190-245	210
Эффективный КПД зе	0,35-0,45	0,366	0,35-0,45	0,402
Эффективный крутящий момент Ме, Н·м	-	290	-	330

Таким образом, выбор параметров дизеля выбран в соответствии с заданием. Расчётные показатели двигателя находятся в рекомендуемых диапазонах

3. Статистический анализ выпускаемых двигателей

Для сравнения эффективных показателей проектируемого двигателя (литровая мощность, поршневая мощность, коэффициент приспособляемости, скоростной коэффициент) с лучшими зарубежными проведем статистический анализ на основе данных фирм, выпускающих двигатели. Выбор аналогов проводили по значениям эффективной мощности 55 - 65,5 кВт. Методами статистической обработки определим среднее значение, стандартное отклонение, и построим графики нормального распределения указанных выше показателей (таблица полученных значений приведена ниже).

Показатели	Среднее значение	Для проектируемого ДВС
Литровая мощность, кВт/л	16,31±2	16,63
Скорость поршня	9,02±2	8,38
Скоростной коэффициент	0,648±0,15	0,63
Коэффициент запаса крутящего момента	0,179±0,05	0,11

По данным таблицы и графикам на листе 1 видно, что проектируемый двигатель соответствует лучшим зарубежным. (Прил. 3.)

4. Моделирование регуляторной характеристики проектируемого дизеля

Моделирование проводилось по методике А.Н.Гоца[2]. Моделирование позволяет построить регуляторную характеристику проектируемого дизеля с погрешностью не более 5%.

За прототип берём регуляторную характеристику двигателя, подобного проектируемому. Переводим его РХ в безразмерные величины, по которым строим регуляторную характеристику проектируемого дизеля.

Уравнения безразмерных величин полученных у двигателя Д-240:

Для проектируемого дизеля безразмерные величины будут иметь вид:

Для регуляторной ветви:

Для коректорной ветви:

Для прототипа дизеля Д-240 после перевода регуляторной характеристики в безразмерные показатели получены следующие выражения:

Для регуляторной ветви:

Для коректорной ветви:

После подстановки в левую часть полученных уравнений текущих значений и проектируемого двигателя получим следующие значения РХ. (Табл.5.)

Показатели РХ проектируемого дизеля

Ne	е	n	Gt	Me	ge
Регуляторная
2	1	2550	3,1108	7,490196	1555,4
12	0,857143	2543	4,921508	45,06488	410,1257
22	0,714286	2536	6,760098	82,847	307,2772
32	0,571429	2526	8,634339	120,9818	269,8231
42	0,428571	2511	10,552	159,7372	251,2381
52	0,285714	2487	12,52085	199,6783	240,7856
62	0,142857	2451	14,54866	241,5749	234,6558
72	0	2400	16,6432	286,5	231,1556
Корректорная
72	0	2396	16,59473	286,9783	230,4824
69	-0,21429	2162	15,23568	304,7872	220,807
66	-0,42857	1993	14,38428	316,2569	217,9436
63	-0,64286	1867	13,89559	322,255	220,5649
60	-0,85714	1764	13,62468	324,8299	227,078
58	-1	1697	13,49349	326,3995	232,6464

Анализируя полученные данные, замечаем, что погрешность вычисления не превосходят 3% от экспериментальных. В заключении отметим, что получено хорошее согласие результатов расчётов с опытными наблюдениями - погрешности вычисления показателей РХ не превышает 3%.

5. Динамический расчёт

5.1 Уравновешивание двигателя

Для расчета сил инерции деталей, совершающих возвратно-поступательное и вращательное движение с учетом вычисленных конструктивных параметров однорядного двигателя, установим приведенные массы деталей КШМ и ЦПГ:

масса поршневой группы литой поршень из алюминиевого сплава

масса поршня mп=2,755 кг;

масса шатуна mш=2,70кг;

масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для стального кованого вала с полыми шатунными шейками m'к=250кг/м2)

mk=m'kFп=250*0,0095=2,375кг;

часть массы шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца,

m1=0,25mш=0,25*2,7=0,675кг;

часть массы шатуна, сосредоточенная на оси шатунной шейки,

m2=0,75 mш=0,75*2,7=2,025кг;

суммарные массы, совершающие возвратно-поступательное движение,

mj=mп+m1=2,755+0,675=3,43кг;

суммарные массы, совершающие вращательное движение,

mr=mк+m2=2,375+2,025=4,40кг.

Диаметр коренной шейки,

Dк.ш.=75мм;

Рабочая длина коренной шейки,

Lраб к.ш=25мм;

Диаметр шатунной шейки,

Dш.ш=65мм;

Рабочая длина шатунной шейки,

Lраб ш.ш=35мм;

Приведенная масса щеки,

(mщ)r=0,75кг.

масса шатунной шейки,

mшш=((3,14*0,00432)/4)*7950*0,023= 0,873.

Проектируемый двигатель однорядный с кривошипами, расположенными под углом 1800 (рис. 1). Если принять, что неуравновешенные массы кривошипа, совершающие вращательные движения mr=mk+m2=2,375+2,025=4,40кг одинаковы, то центробежные силы Kr=mrrщ2=6784,6 Н также будут одинаковы. На рисунке показано направление этих сил. Они будут взаимно уравновешиваться, так как кривошипы расположены под углом 180 друг относительно друга, а центробежные силы всегда направлены от оси кривошипов. Также уравновешены моменты этих сил: пара центробежных сил первого и второго кривошипа создает момент M1,2=Kra, направленный по ходу часовой стрелки, а третьего и четвертого кривошипов - M3,4=Kra, направленный против хода часовой стрелки. Таким образом, центробежные силы и их моменты взаимно уравновешены относительно средней плоскости . Векторы M1,2 и M3,4, оставаясь постоянными по модулю, вращаются вместе с коленчатым валом и поэтому создают стационарный изгиб коленчатого вала кривошипов.

Рис.1 Уравновешивание четырёхцилиндрового однорядного двигателя, коленчатый вал которого имеет кривошипы под углом 180° друг к другу с порядком работы 1-3-4-2

Для того чтобы уменьшить эту нагрузку и частично разгрузить третью коренную шейку коленчатого вала, проводим уравновешивание центробежных сил в пределах одного кривошипа за счет установки противовесов на продолжение всех щек.

В пределах одного кривошипа приведенную массу противовеса (mпр)r определим из условия равенства центробежной силы Kr и центробежной силы двух противовесов:

mrrщ2=2(mпр)rrщ2.

Откуда приведенная масса одного противовеса равна

(mпр)r=mr*а/l или mпр=4,4*0,71=3,124 кг.

Для уменьшения массы коленчатого вала и двигателя в целом проводим не полное уравновешивание,а только на 70%. В итоге получаем

(mпр)r=3,124*0,7=2,190кг.

Силы инерции первого порядка для первого и четвертого кривошипов направлены вверх и равны

P(1)j1=Ccosц=P(4)j1=Ccos(ц+3600)=mjrщ2ц=3,43*0,0625*(177,9)2*cosц=6784,6cosц Н.

Силы инерции первого порядка для второго и третьего кривошипа напрвлены вниз и равны

P(2)j1=Ccos(ц+1800)=P(3)j1= Ccos(ц+1800)=-jrщ2cosц=-3,43*0,0625*(177,9)2*cosц= -6784,6cosц Н.

Силы будут равны по абсолютному значению, расположены симметрично относительно плоскости, проходящей через середину вала, перпендикулярно его оси. Поэтому сумма моментов от сил инерции первого порядка равна нулю УMj1=0. В данном случае уравновешивание моментов происходит в т. О, однако в отличие от моментов центробежных сил, плоскость действия которых расположена всегда в плоскости кривошипа, момент УMj1 действует всегда в плоскости цилиндров. Для четырехцилиндровых ДВС этот момент обычно остается неуравновешенным.

Определим силы инерции второго порядка для кривошипов:

Для первого

P(1)j2=лCcos2ц=лmjrщ2cos2ц=0,272*3,43*0,0625*(177,9)2*cos2ц=1845,42cos2ц Н;

Для второго P(2)j2= лmjrщ2cos2(ц+1800)= 1845,42cos2ц Н;

Для третьего P(3)j2= лmjrщ2cos2(ц+1800)= 1845,42cos2ц Н;

Для четвертого P(4)j2= лmjrщ2cos2(ц+3600)= 1845,42cos2ц Н.

Эти силы направлены вертикально в плоскости осей цилиндров и складываются, а сумма их равна

УPj2=4лmjrщ2cos2ц=4*0,272*3,43*0,0625*(177,9)2*cos2ц =7381,68cos2ц Н.

Таким образом, максимальное значение равнодействующих сил инерции второго порядка равно УPj2= 7381,68 кН.

Эти силы инерции второго порядка неуравновешенны и могут быть уравновешенны лишь с помощью механизма Ланчестера (двух дополнительных валов, содержащих противовесы и вращающихся с удвоенной угловой скоростью). Момент от сил инерции второго порядка вследствие симметричности вала равен нулю УMj2=0

5.2 Определение более нагруженного режима

По результатам динамического расчёта видно, что режим максимального крутящего момента более нагружен, чем режим номинальной мощности. Данные приведены в таблицах. Прил.4,5,6.

5.3 Удельные суммарные силы, действующие в КШМ

На рисунке 2 приведены силы, действующие в КШМ поршневого двигателя: суммарная сила Ps как результат сложения газовой Pr и инерционной Pj сил; а после разложения этой силы получает боковую силу N, действующие на стенки цилиндра, и силу S, действующую вдоль оси шатуна. После разложение силы S на две получаем нормальную K, действующую в плоскости кривошипа, а также тангенциальную T, действующую перпендикулярно этой плоскости. Тангенциальная сила T создает индикаторный крутящий момент Мкр, передающийся потребителю. Кроме того, в КШМ действует опрокидывающий момент Моп, равный и противоположно направленный Мкр.



Рис.2 Силы, действующие в КШМ

Обычно вычисляют и строят графики удельных сил (в МПа), действующих в КШМ, определяемых как отношение величины силы (Н) к площади поршня Fп (м2).Это позволяет сравнивать нагрузки для двигателей, имеющих различные значения D и S. При выполнении курсового проекта удельные силы Ps, Pr, P, Nуд=N/Fп, Sуд=S/Fп, Kуд=K/Fп, и Tуд=T/Fп определяем по разработанной на кафедре программе Dinn для режима максимального крутящего момента. прил. 7,8

6. Расчёт на прочность основных деталей двигателя

6.1 Расчёт коленчатого вала двигателя

Исходные данные

Коленчатый вал полноопорный.

Материал вала - сталь 18ХНВА.

Размеры:

Коренная шейка:

наружный диаметр: dкш = 75,0 мм;

длина: lкш = 35,0 мм;

диаметр масляного отверстия: aкш = 8,0 мм.

Шатунная шейка:

наружный диаметр: dшш = 65,0 мм;

длина: lшш = 32,0 мм;

диаметр масляного отверстия: aшш= 8,0 мм;

диаметр облегчающего отверстия дшш=25мм

Расчётное сечение А-А щеки:

ширина: b = 75,5 мм;

толщина: h = 25 мм;

радиус галтели: r = 5 мм.

Механические характеристики стали 18ХНВА:

предел выносливости при симметричном цикле при изгибе =540МПа;

предел выносливости при симметричном цикле при кручении -1 =300 МПа;

предел прочности при изгибе =1150 МПа;

предел прочности при кручении300 МПа.

Расчёт коренной шейки

По результатам динамического расчёта рассчитываем вторую коренную шейку, как наиболее нагруженную ( имеет наибольший размах крутящего момента ?=2057Н).

Коренная шейка рассчитывается только на кручение в двух сечениях:

-сечение I-I - по прилеганию к щеке;

-сечение II-II - по центру отверстия для смазки.

Сечение I-I

Максимальное и минимальное касательные напряжения:

Мкр max = 1590 Нм; (ц=210°)

Мкр min = -467 Нм. (ц=150°) (прил.12.)

м3

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m = ( max+ min) / 2 = ( 19,2 - 5,64 ) / 2 = 6,78 МПа;

a= ( max- min) / 2 = ( 19,2 + 5,64 ) / 2 = 12,42 МПа.

Запас усталостной прочности :

nф=nф'/лд=9,1/1,21=7,5

где: (К)д= 3,4 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении(r/dкш=5/75) ;

0,85- коэффициент, учитывающий состояние поверхности при кручении (тонкое шлифование);

= 0,072 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости при кручении.

лТМ=1,21 -коэффициент учитывающий количество шеек коленчатого вала.

Сечение II-II

Концентратором напряжений является отверстие для смазки.

Момент сопротивления кручению коренной шейки равен:

м3

окр-поправочный коэффициент, учитывающий наличие отверстия для подачи масла( при a/dкш=8/75 берем окр=0,92)

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m = ( max+ min) / 2 = ( 20,9 + (-6,13) / 2 = 7,4 МПа;

Запас усталостной прочности :

nф=nф' /лд=14,1/1,21=11,65

где (Кд = 2

Расчёт шатунной шейки

По результатам динамического расчёта рассчитываем вторую шатунную шейку, как наиболее нагруженную.( имеет наибольший размах крутящего момента ?=1897Н )

Шатунная шейка рассчитывается на кручение и изгиб

Расчёт на кручение

Сечение I-I

Мкр max = 1524 Нм

Мкр min = -373 Нм (прил.13.)

Момент сопротивления кручению шатунной шейки равен:

м3,

л=0,68-поправочный коэффициент, учитывающий эксцентриситет облегчающего отверстия

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m = (max+ min) / 2 = (42,5- 10,32) / 2 = 16,1 МПа;

a= (max- min) / 2 = (42,5 + 10,32) / 2 = 26,4 МПа.

Частный запас усталостной прочности по кручению:

nф=nф*/лд=5,77/1,21=4,76

(Кд = 2,5

1,3 (обкатка роликами)

= 0,072

=1,21

Сечение II-II

окр=0,91 (при aшш/ dшш=8/65)

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла:



Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m = ( ?max+ ?min) / 2 = (46,7- 11,3) / 2 = 17,7МПа;

a= ( ?max- ?min) / 2 = (46,7 + 11,3) / 2 = 29 МПа.

Частный запас усталостной прочности по кручению:

nф=nф*/лд=7,65/1,21=6,3

(Кд = 1,96

Расчет на изгиб

Находим значения центробежных сил инерции действующие в кривошипе рис. 3

Kr х= mх•r•щ2



рис. 3. Расчетная схема кривошипа

c-1

Kr щL= Kr щP=0,75•0,0625•177,92=1484Н

Kr пр=3,124•0,0625•177,92=6179Н

Kr ш=2,7•0,0625•177,92=5341Н

Kr шш=0,873•0,0625•177,92=1726Н

Kr ш+ Kr шш=7067Н

По результатам динамического расчета

Тmax=25439,53H (ц=180°)

Tmin=-7478,86H (ц=120°)

Kmax=32794,85H(ц=180°)

Kmin=-8068,05H (ц=540°)

Определяем реакции в опорах, составляем уравнения моментов относительно точек А и В

Уравнение моментов относительно точки А при Кmax

УМА= Kr щL•0,5(lкшL+hL)+( Kr ш+ Kr шш)•(0,5 lкшL+ hL+0,5 l шш)- Кmax(0,5 lкшL+ hL+0,5 l шш)+( Kr щP- Kr пр)•(0,5 lкшL+ hL+ l шш+0,5 hP)+RyB• l кр=0

Отсюда

RyB= (-Kr щL•0,5(lкшL+hL)-( Kr ш+ Kr шш)•(0,5 lкшL+ hL+0,5 l шш)+Кmax(0,5 lкшL+ hL+0,5 l шш)-( Kr щP- Kr пр)•(0,5 lкшL+ hL+ l шш+0,5 hP))/ l кр

RyB=(-44,52-413,4195+1918,4987+408,465)/0,117=15974,6Н

Уравнение моментов относительно точки В при Кmax

УМВ=( Kr щP- Kr пр)• 0,5(lкшP+hP)+ ( Kr ш+ Kr шш)• (0,5 lкшP+ hP+0,5 l шш)- Кmax(0,5 lкшP+ hP+0,5 l шш)+ Kr щL•(0,5 lкшP+ hP+ l шш+0,5 hL)+RyA• l кр=0

RyA=(-( Kr щP- Kr пр)• 0,5(lкшP+hP)- ( Kr ш+ Kr шш)• (0,5 lкшP+ hP+0,5 l шш)+ Кmax(0,5 lкшP+ hP+0,5 l шш)-Kr щL•(0,5 lкшP+ hP+ l шш+0,5 hL))/ l кр

RyA=(140,85-413,4195+1918,4987-129,108)/0,117=12964,3Н

Аналогично находим реакции RyB и RyA при Кmin

RyA=-7467,2Н RyB=-4456,88Н

Уравнение моментов относительно точки А в плоскости перпендикулярной плоскости кривошипа при Тmax

УМА= Rxb• l кр-Тmax(0,5lкшL+hL+0,5 l шш)=0

RxB= Тmax(0,5lкшL+hL+0,5 l шш)/ l кр

RxB=25439,53•(0,0175+0,025+0,016)/0,117=12719,8Н

RxA= RxB

При действии Тmin

RxA= RxB=-3739.43Н

Реакции	Кmax	Кmin	Тmax	Тmin
RA	RyA=12964,3	RyA=-7467,2	RxA=12719,8	RxA=-3739.43
RB	RyB=29904,4	RyB=-4456,88	RxB=12719,8	RxB=-3739.43

Сечение I-I

Mxmax=RyBmax(0,5 lкшP+ hP)- ( Kr щP- Kr пр)0,5 hP

Mxmax=29904,4•(0,016+0,025)-(1484-6179)•0,0125=1284.77н•м

Mxmin= RyBmin(0,5 lкшP+ hP)- ( Kr щP- Kr пр)0,5 hP

Mxmin=-4456,88•(0,016+0,025)-( 1484-6179)•0,0125=-124,04н•м

Mymax= RxBmax(0,5 lкшP+ hP)

Mymax=12719,8•0,041=521,5н•м

Mymin= RxBmin(0,5 lкшP+ hP)

Mymin=-3739.43•0,041=-153,3 н•м

Осевой момент инерции

IX=IY=

W

Суммарный max изгибающий момент

Мизг max=

Мизг min=

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m = (max+ min) / 2 = (52,6- 7,4) / 2 = 22,6МПа;

a= (max- min) / 2 = (52,6 + 7,4) / 2 = 30 МПа.

Частный запас усталостной прочности по кручению:

Общий запас прочности в сечении I-I

Сечение II-II

Мymax= RxAmax(0,5 lкшL+ hL+0,5 l шш)

Мymax=12719,8•(0,0175+0,025+0,016)=744Н

Мymin= RxAmin(0,5 lкшL+ hL+0,5 l шш)

Мymin=-3739.43•(0,02+0,028+0,0215)=-218,8Н

Момент сопротивления

оизг=0,88 (при aшш/ dшш=8/65)

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m = (max+ min) / 2 = (16,03- 4,7) / 2 = 5,67МПа;

a= (max- min) / 2 = (16,03 + 4,7) / 2 = 10,37 МПа.

Частный запас усталостной прочности по кручению:



Общий запас прочности в сечении II-II

Расчёт щеки

рис. 5. Расчетная схема щеки коленчатого вала

Мизг max=0,5RyBmax(lкш+hP)

Мизг max=0,5•15974,6•(0,035+0,025) =479н•м

Мизг min=0,5RyBmin(lкш+hP)

Мизг min=0,5•(-4456,88)•0,06=-134н•м

Перекрытие шатунной шейки

Определим h1

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m = (max+ min) / 2 = (57- 16) / 2 = 20,5МПа;

a= (max-min) / 2 = (57 + 16) / 2 = 36,5 МПа.

Частный запас усталостной прочности по изгибу:

От кручения запас прочности в окрестности точки А вычислили ранее при расчете шатунной шейки на кручение. Он равен n=6,3

Общий запас прочности щеки



6.2 Расчет шатуна проектируемого двигателя

Расчет поршневой головки шатуна

Рис. 6. Расчетная схема шатунной группы

Расчетная схема шатунной группы приведена на рис. 6, а нагрузки, действующие на поршневую головку - на рис. 7.

Рис. 7. Напряжения в поршневой головке при действии силы инерции: а - схема нагрузки при растяжении; б - эпюры напряжений на внутреннем волокне увj и наружном унj при растяжении

щ=рnxx/30=260 с-1; r= 62,5 мм - радиус кривошипа; lш = 230 мм - длина шатуна;=0,272; Dг =55 мм; d=40 мм; d1= 36 мм; дв=2 мм; L1=176 мм; a= 40 мм; hг=7,5 мм; dк= 69 мм; dшш=65 мм; mпг=2,755 кг.

Расчетная разрывающая сила инерции при положении поршня в ВМТ равна

=2,755•(260)2•0,0625•(1+0,272)= 14805,92 Н.

Максимальная сила, сжимающая шатун при положении поршня в ВМТ вначале такта расширения

,

где pz - максимальное давления сгорания, (из расчета цикла); p0=0,1 МПа - атмосферное давление; Fп - площадь поршня,

=(10-0,1)•106•0,095-2,755· •2602•0,0625(1+0,272)=92670,11 Н.

Угол цз определяется формулой, которая учитывает радиус галтели Rг=77 мм, ширину стержня шатуна Hmin=40 мм и наружный диаметр верхней головки Dг=55 мм:

.

Определим изгибающий момент M0 и продольную силу N0 в центральном сечении I-I (см. рис. 7):

где =130° - угол заделки в градусах; rср - средний радиус поршневой головки rср =(Dг +d)/4= (0,055+0,040)/4 =0,0238 м.

Отсюда

M0 = 14805,92 ·0,0238(0,00033·130-0,0297)=4,65Н·м;

N0 = 14805,92 (0,572-0,0008·130)= 6929,19 Н.

Величины изгибающего момента и поперечной силы в заделке (см. рис. 7, сечение ограниченное углом цз), определяется по формуле:

Mз=4,65+6929,19·0,0238(1+0,6428)-0,5·14805,92 ·0,0238 (0,7660+0,6428)=27,35Н·м

Nз= -6929,19•0,6428 +0,5·14805,92 (0,7660+0,6428)= 5975,21 Н.

Рис. 8. Распределение нагрузки и эпюры напряжений при действии сжимающей силы

При действии сжимающей силы изгибающий момент M0 и продольная сила N0 в центральном сечении I-I (рис.7) равны:

(5)

где функции f1(цз) и f2(цз) определяются по табл. 4.

Таблица 4

Значение функций f1(цз) и f2(цз)

Функции	Угол заделки цз
	100	105	110	115	120	125	130
f1(цз)	0,0001	0,0005	0,0009	0,0018	0,0030	0,0050	0,0085
f2(цз)	0	0,00010	0,00025	0,00060	0,00110	0,00180	0,00300

=92670,11•0,0085 =787,70 Н;

=-92670,11•0,0238•0,003=-6,62 Н·м.

Изгибающие моменты и продольные силы для любого сечения на участке1 (0 < ц ? 90°) определяются выражениями:

На участке 2 (90° ? ц ? цз)

Напряжение в произвольном сечении определяется по формуле

,

где M и N - изгибающий момент и поперечная сила в соответствующем сечении; F - поперечное сечение его; - осевой момент сопротивления; a - длина поршневой головки шатуна; hг - толщина стенки головки.

В сечении I-I (см. рис. 7а) при a=40 мм; hг = 7,5 мм F= 300·10-6 м2;

W =0,375•10-6 м3, а в заделке - F= 360·10-6 м2; W =0,540•10-6 м3.

Напряжения от запрессовки втулки на внешней поверхности поршневой головки можно определить по следующим данным: натяг Д=0,04 мм; модули упругости втулки и шатуна Eв = 1,2•105 МПа; Eш = 2,2•105 МПа, k1= d1/d = 0,90; k2= d/Dг=0,727; коэффициенты Пуассона бронзы и стали (мв ? мш = 0,3). Втулка нагревается до температуры 110 єС, а при коэффициентах линейного расширения для бронзы бв = 15,6•10-6 1/ ° С; для шатуна бш ? 12•10-6 1/ ° С температурный натяг равен

Дt =dДt(бв - бш)= 40·110·(15,6-12)·10-6=0,0158 мм.

Напряжение при запрессовке втулки равно



Напряжение на внешней поверхности головки от запрессовки втулки будет равно

60,6 МПа

Определим коэффициент K

Напряжения в заделке на внешней поверхности от действия изгибающего момента и продольной силы равны:

при растяжении

=65,14 МПа;

при сжатии

=-102,7 МПа.

С учетом запрессовки втулки на внешней поверхности поршневой головки напряжение равно:

при растяжении

МПа

при сжатии

МПа.

Амплитудное и среднее напряжения

ум=0,5(125,74-42,1)=83,64 МПа;

уа=0,5(125,74+42,1)=167,9 МПа.

Запасы прочности определялись по формуле

,

где у-1 = 540 МПа- предел выносливости при симметричном цикле; Kу = 1,1- эффективный коэффициент концентрации напряжений; в =0,87 - коэффициент обработки поверхности; еу = 0,87 - коэффициент влияния абсолютных размеров; шу = 0,184- коэффициент, учитывающий влияние средних напряжений на выносливость.

Таким образом, запас прочности в заделке равен:

=2,5.

Расчет стержня шатуна

Расчет стержня шатуна будем проводить по среднему сечению. Определим площадь поперечного сечения и моменты инерции относительно осей x-x и y-y (рис.6). Из чертежа серийного шатуна из стали 18ХНВА известно: h= 38 мм; b= 22 мм; a= 8 мм; t= 5,5 мм. Определим геометрические характеристики поперечного сечения:

Площадь среднего сечения шатуна, м2: = 4,58•10-4 м2;

Момент инерции сечения B-B (см. рис. 6) относительно оси x-x, перпендикулярной плоскости качания шатуна, м4: = 7,76•10-8 м4;

Момент инерции сечения B-B (см. рис. 1) относительно оси y-y, лежащей в плоскости качания шатуна, м4:

=27,54•10-9 м4;

Радиус инерции относительно оси x-x: =0,0130 м;

Радиус инерции относительно оси y-y: = 0,00775 м.

Определяем максимальную растягивающую силу

18434 Н.

Определяем максимальное напряжение от растягивающей нагрузки

= 40,25 МПа.

В среднем сечении кроме сжатия происходит изгиб, связанный с эксцентриситетом сжимающей нагрузки и прогибом от центробежных сил, перпендикулярных к оси стержня. На сжатие стержень шатуна рассчитывают по полуэмпирическим формулам [5]



=-202,3 МПа,

где L = 0,230 - длина шатуна (см рис. 6);

L1 =L -0,5(d1+dк)= 0,230-0,5(0,04+0,069)=0,176 м (диаметры отверстий поршневой и кривошипной головок) (см. рис. 6).

Амплитудное напряжение с учетом изгиба относительно оси x-x уa = 137,9 МПа; то же относительно оси y-y уa = 121,3, а средние напряжения уm= -97,7и уm= -81,0 МПа соответственно.

Запасы прочности

Расчет кривошипной головки



Рис. 9. Расчетная схема для определения напряжений в кривошипной головке шатуна

Кривошипная головка шатуна нагружается в ВМТ в начале такта впуска силой инерции поступательно движущихся и вращающихся масс, расположенных над плоскостью разъема кривошипной головки шатуна:

Где m2=2,025 кг- масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа, mкр=0,405кг

На такте расширения кривошипная головка шатуна подвергается сжатию от сил газовых и инерционных

Для определения напряжений в кривошипной головке предполагают, что она составляет единое целое, т. е. вследствие сильной затяжки болтов раскрытие стыков не происходит. Сечения кривошипной головки для упрощения расчетов считают постоянным и равным среднему сечению крышки; вследствие этого расчетные напряжения и деформации получаются завышенными. Радиус кривизны головки принимается равным половине расстояния между болтами.

Согласно расчетной схемы (рис.9), изгибающий момент на участке головки AB равен

;

а на участке BC

,

где c =0,10 м - расстояние между болтами, которые принимают за средний диаметр головки; ц подставляются в радианах M0 и N0 - изгибающий момент и продольная сила в сечении AA, которые, если рассматривать головку как брус малой кривизны, защемленный в сечении C-C, определяются по формулам:

б0 - в градусах.

Определим момент M2 и силу N2 в сечении C-C (см. рис. 9, приняв

б0=49, ц= 130є).

Напряжения в произвольном сечении на участках AB и BC (включая угол заделки) определяется по формуле

,

В сечении C-C

Рис. 11. Расчетная схема для определения напряжений в кривошипной головке шатуна при сжатии

Для расчета от сжимающей силы воспользуемся расчетной схемой на рис. 10 . При угле заделки цз = 130° из графика на рис. 10 находим значения

M0 = - 0,005Pсж ·0,5c=-0,005··0,5·0,1= -17,2 Н·м;

N0 =0,028Pсж=0,028·68771,99= 1955 Н.

Момент и продольная сила на участке BC равны

.

Определим момент M2 и силу N2 в сечении C-C (см. рис. 11, приняв б0=40, ц= 130є). Подставив значения величин в уравнение, получим M2 =96,61 Н·м, N2 =8765,12 Н.

6.3 Расчёт подшипников скольжения

Площадь поршня Fп=0,0950 м2; диаметр шатунной шейки dшш=0,065 м; длина опорой части шатунной шейки lшш=0,032 м; частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме n=2400 мин-1; давление масла на входе в подшипник pм=0,2 МПа; температура масла на входе в подшипник 80°С; радиальный зазор в подшипнике д= 0,08·10-3 м; плотность масла при 20°С с20=905 кг/м3; динамическая вязкость масла при средней температуре масляного слоя 100°С зср= 0,018 Па·с.

В результате динамического расчета и построения векторной диаграммы давлений на шатунный подшипник получим среднее давление, отнесенное к площади поршня,

,

где n - число делений на которые поделен график изменения удельной нагрузки на шатунную шейку по углу поворота кривошипа; Ri - значение давления в этих точках .

Средняя нагрузка на подшипник

P = RсрFп=6,033·106·0,095=57314Н =57,3кН.

Определим давление на 1 м2 площади проекции подшипника

k=P/(dшшlшш)=57314/(0,065·0,032)=27,56 МПа,

Относительный зазор в подшипнике

ш=2д/dшш=2·0,08/65=0,0025.

Находим коэффициент грузоподъемности подшипника

Ц=2ш2k/(зсрщ)=2·0,00252·27,56·106/(0,018·251) =76,3.

Здесь зср - динамическая вязкость масла при средней температуре слоя масла, соответствующей балансу энергии при данном режиме работы двигателя; щ - угловая скорость коленчатого вала.

По вычисленному значению Ц используя диаграмму (рис. 5) определяем необходимый эксцентриситет ч=0,97.

Минимальная толщина слоя масла между подшипником и шейкой определяется как

hmin= д(1-ч)=0,08·10-3·(1-0,97)= =0,24·10-5м.

В действительности минимальная толщина слоя масла должна быть больше суммы высот неровностей поверхностей шатунной шейки (hшш=0,007мм, после чистового шлифования) и подшипника (hп=0,013мм, после алмазного растачивания).

Коэффициент запаса подшипника по толщине слоя масла

Sзап = hmin/(hшш+hп) = 0,24·10-2/(0,007+0,013) = 1,2

Зная относительный эксцентриситет ч шатунной шейки в подшипнике, определяют коэффициент q1 торцового расхода смазочного материала. На рис. 4а представлены графики изменения q1 в зависимости от ч и lшш/dшш при угле охвата ц=180°. В нашем случае q1=0,16

Коэффициент расхода смазочного материала q0 на выходе из нагруженной части слоя масла подшипника с цилиндрической расточкой определяют по диаграмме (рис. 5б).

q0=0,01.

Плотность масла при температуре t=100°C

,

где с20 - плотность смазочного материала при выбранной температуре подшипника, кг/м3, kv - температурный коэффициент объемного расширения, для ориентировочной плотности kv = 68,8·10-5 1/°С.

Тогда

Окружной расход, определяемый количеством налипшего смазочного материала,

Коэффициент сопротивления f шипа вращению с учетом трения в нерабочей части зазора подшипника при смазывании через верхнюю половину вкладыша определяется по диаграмме (рис. 5в).

f=12.

Зная коэффициент сопротивления вращению f и коэффициент расхода смазочного материала q1, можно определить приращение температуры в слое масла

где Cм - удельная теплоемкость смазочного материала при данной температуре t, Дж/(кг·°С). Отмети м, что

Температура смазочного материала на входе в слой масла

tвх=t0 + Дtq0/q1=20+54·0,01/0,16=23,4 єС.

Средняя температура смазочного материала в зазоре

tср= tвх+ 0,5Дt=23,4+0,5•54=50,4 єС.

Тогда расход смазочного материала, необходимый для обеспечения работоспособности подшипника

где q2=вЦ(dшш/lшш)2(pм/k)=0,6•76,3(0,065/0,032)2•(0,2/27,56)==1,37;

в - коэффициент, определяемый по графику на рис.5г в зависимости от угла охвата (ц=120…150°) и относительного эксцентриситета ч; pм - давление масла; k - давление на 1 м2 площади проекции подшипника.

В нашем случае

Потери мощности на трение в подшипнике



Рис. 5. Кривые коэффициентов расхода и сопротивления: а - через нагруженную часть смазочного слоя торца при ц=180°; б - на выходе из нагруженной части смазочного слоя торца; в - сопротивление шипа вращению при ц=180°; г - объемного расхода смазочного материала

6.4 Расчет шатунных болтов

Расчет усилия затяжки шатунного болта для серийного шатуна проведем при следующих исходных данных: массы - поршневой группы - 2,755 кг;

шатун - 2,7 кг; массы, разнесенные по головкам - m1 = 0,675 и m2 = 2,025 кг. Максимальная частота вращения холостого хода nхх=2500 мин-1 (щ=260 мин-1). Длина шатуна l= 0,230 м; радиус кривошипа r= 0,0625 м; л = r/ l = 0,272. Масса крышки кривошипной головки шатуна - 0,405 кг.

Расчет усилия затяжки. Крышка шатуна нагружается в ВМТ в начале такта впуска силой инерции поступательно движущихся и вращающихся масс шатуна, расположенных над плоскостью разъема кривошипной головки:

Подставив значения исходных величин в формулу получим =-25278,01 Н.

На один шатунный болт приходится нагрузка -12639 Н.

Приняв коэффициент основной нагрузки резьбового соединения ч=0,18, а коэффициент запаса плотности стыка н= 3, найдем усилие затяжки болта, которое обеспечит заданный коэффициент запаса:

= 3(1-0,18)•12639= 31091,94 Н.

Найдем усилие R, необходимое для деформирования вкладышей, имеющих выступание в среднем =0,025…0,03 мм

(22)

где E=1,9•1011 Н/м2 - модуль упругости материала основания вкладыша;

F=1.32•10-4 м2 - площадь поперечного сечения вкладыша

r = 0,0335м - средний радиус вкладыша.

Подставив исходные данные получим R= 5960,6 Н.

Общее усилие на болт равно

37053 Н.

Если взять достаточно приближенную формулу ( в сторону завышения) для определения момента затяжки в виде

,

где k =0,08…0,2 - безразмерный коэффициент; d =0,010 м- наружный диаметр резьбы, то получим Mз=56 Н•м.

Напряжение от усилия предварительной затяжки в минимальном сечении резьбы (d1=0,0085 м, F1 = 56,7·10-6 м3) равно

Мпа.

При работе двигателя на шатунный болт действует растягивающая сила равная Н. Максимальная нагрузка на шатунный болт равна 2275+37053= 39328Н, а минимальная - 37053 Н.

Максимальные и минимальные напряжения в минимальном сечении резьбы равны

Мпа; Мпа.

Среднее и амплитудные напряжения равны

Мпа; Мпа.

Запас прочности шатунного болта в минимальном сечении резьбы равен

6.5 Расчёт цилиндро-поршневой группы

Расчет поршневых колец

Поршневые кольца выполняют следующие основные функции: предотвращают утечку газов из цилиндра; передают тепло от поршня к стенкам цилиндра; предохраняют камеру сгорания от попадания в нее смазки из картера двигателя, предотвращая чрезмерный угар масла; служат для регулирования смазки поршня и колец во время их движения по цилиндру.

Расчетными параметрами кольца являются радиальная толщина, размер и форма в свободном состоянии, обеспечивающие заданные значения и эпюру давления кольца на стенку цилиндра. Кроме того, проверяют запас прочности кольца в рабочем состоянии и при надевании на поршень.

Материал кольца - серый чугун (СЧ15): Е = 1?105 МПа;

Среднее радиальное давление кольца на стенку цилиндра (компрессионное кольцо):

где Е - модуль упругости;D = 110 мм - диаметр цилиндра; t = 4 мм - ширина кольца; А0 = Дс - Др=9 мм; Дс и Др - зазоры в свободном и рабочем состоянии.

Среднее радиальное давление кольца на стенку цилиндра (маслосъемное кольцо):

где t = 4,5 мм - ширина кольца.

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии (компрессионное кольцо):

;

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии (маслосъемное кольцо):

Монтажные напряжения (напряжения при надевании компрессионного кольца на поршень):

,

Монтажные напряжения (напряжения при надевании маслосъемного кольца на поршень):

m = 2 - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца.

Расчет зазора в замке в холодном состоянии

Дз=Д3'+ рD[бk(Тk - Т0) - бц(Тц - Т0)] ,

Дз' = (0,0005…0,0010)D мм - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя.

Примем Дз' = 0,06 мм.

бк, бц - линейный коэффициент температурного расширения кольца и цилиндра бк = бц = 0,000011.

Т0 = 293К - начальная температура;

Тk, Тц - соответственно температура кольца, стенок цилиндра в рабочем состоянии; Тk = 478...573 К; Тц = 383...388 К. Примем Тk = 525 К, Тц = 385 К.

Тогда

Дз= 0,06+3,14?110?[11?10-6(525-293) - 11?10-6(385-293)]=0,032 мм

Построение эпюры давлений кольца:

Рц = м?Рср - давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности.

Расчет проводился по программе EXLE. Результаты вычислений от действия давления кольца компрессионного на стенку цилиндра указаны в таблице 6.

Таблица 6

ц,град.	м	Рц, МПа
0	1,051	0,163956
30	1,047	0,163332
60	1,137	0,177372
90	0,896	0,139776
120	0,434	0,067704
150	0,676	0,105456
180	2,861	0,446316

По таблице 7 строим эпюру давления компрессионного кольца на стенку цилиндра



Рис.20. Эпюра давлений компрессионного кольца на стенку цилиндра

Результаты вычислений от действия давления маслосъемного кольца на стенку цилиндра указаны в таблице 7.

Таблица 7

ц,град.	м	Рц, МПа
0	1,051	0,2102
30	1,047	0,2094
60	1,137	0,2274
90	0,896	0,1792
120	0,434	0,0868
150	0,676	0,1352
180	2,861	0,5722

По таблице 8 строим эпюру давления маслосъемного кольца на стенку цилиндра (рис. 21).



Рис.21. Эпюра давлений маслосъёмного кольца на стенку цилиндра

Расчет поршневого пальца.

Поршневой палец изготовлен из легированной стали 40ХН (у-1 =460…600 МПа), на него действует максимальная нагрузка на такте впуска от сил инерции массы поршневой группы при работе на режиме максимальной частоты вращения холостого хода:

где mпг - масса поршневой группы (без массы поршневого пальца); щххmax= (рnххmax)/30 - угловая частота вращения коленчатого вала на режиме холостого хода при максимально допустимой nххmax; r - радиус кривошипа; л=r/lш; lш - длина шатуна.

Кроме того, на номинальном режиме, на поршневой палец на такте расширения действует нагрузка:



Рис. 13. Расчетная схема поршневого пальца

где pz - максимальное давление сгорания на расчетном режиме; p0 - атмосферное давление; щ - угловая частота вращения коленчатого вала на этом же режиме.

Основным критерием при оценке износостойкости пальца являются удельные нагрузки на втулку шатуна и на бобышки поршня (рис. 13).

Удельная нагрузка пальца на втулку шатуна

от суммарных сил

от сил инерции



где Ps - суммарная сила давления газов при сгорании и сил инерции от массы поршневой группы; - сила инерции в ВМТ от массы поршневой группы на режиме nххmax; a=0,039 - длина втулки: dп = 0,037- диаметр пальца.

Удельная нагрузка пальца на бобышку

; или

где lб =23 мм- рабочая длина бобышки.

Максимальной расчетной нагрузкой для пальца является усилие, с которым палец прижимается к бобышкам поршня.

Рис.14. Виды деформаций поршневого пальца: а - изгиб в продольном направлении; б - срез; в - овализация

Под действием нагрузки в пальце возникают напряжения от изгиба, среза и овализации (последнее только для плавающих пальцев) (рис. 14). При определении напряжений изгиба возможны затруднения в выборе схемы нагружения пальца. Р. С. Кинасошвили рекомендует определять максимальные напряжения изгиба пальца как балки с нагрузкой, изображенной на рис. 13.

Для данной схемы нагрузки напряжения изгиба (в центре поршневого пальца)

где

Рис. 15. Расчетные схемы нагружения поршневого пальца от сил инерции Pjпг: а - при расчете на изгиб и срез; б - при расчете на овализацию

Рис. 16. Расчетные схемы нагружения поршневого пальца от суммарных сил Ps: а - при расчете на овализацию б - при расчете на изгиб и срез

Определяем амплитудные и средние напряжения

m = ( max + min ) / 2 = (29-170)/ 2 = -70,5 МПа;

a = ( max - min ) / 2 = (29+170) / 2 = 149,5 МПа.

Далее определяют запас прочности при переменных напряжениях по формуле

Максимальная срезывающая сила действует на палец в сечениях, расположенных в зазорах между торцами бобышек и втулки шатуна. Максимальное касательное напряжение для этих сечений в нейтральной плоскости балки от сил инерции

от суммарных сил

Максимальная овализация поршневого пальца или увеличение его диаметра в направлении, перпендикулярном к плоскости действия нагрузки, наблюдается на среднем участке пальца на длине около 0,2l и определяется по формуле от сил инерции

от суммарных сил

,

где k - поправочный коэффициент

l - длина пальца; E - модуль упругости материала пальца.

Максимальная овализация

.

В результате овализации поперечных сечений в пальце возникают напряжения изгиба. Из графика рис.17 при б=0,54 з1=2;з2=10,7;з3=7; з4= 5. Для характерных точек сечения пальца 1, 2, 3 и 4 При действии силы инерции Pjпг = 13731 Н находим напряжения:

Рис. 17. Значения величин k, з1, з2, з3, з4

На внешней поверхности пальца в точке 1

На внутренней поверхности пальца в точке 2

На внешней поверхности пальца в точке 3

На внутренней поверхности пальца точке 4

При действии суммарной силы Ps = 28239 Н находим напряжения:

На внешней поверхности пальца в точке 1

На внутренней поверхности пальца в точке 2

На внешней поверхности пальца в точке 3

На внутренней поверхности пальца точке 4

Запасы прочности определим в т.2 и т. 4, так как в точке 2 напряжение частично уравновешиваются напряжением от газовой нагрузки, а в точке. 4 напряжения суммируются.

Точка 2: уmax= -44 МПа; уmin= - 258 МПа.

Определяем амплитудные и средние напряжения

m = (max + min ) / 2 = (-119-293)/ 2 = -151 МПа;

a = (max - min ) / 2 = (-119+293) / 2 = 107 МПа.

Далее определяют запас прочности при переменных напряжениях по формуле

Точка 4: уmax= 121 МПа; уmin= 21 МПа.

Определяем амплитудные и средние напряжения

m = (max + min ) / 2 = (121+21)/ 2 = 71 МПа;

a = (max - min ) / 2 = (121-21) / 2 = 50 МПа.

Далее определяют запас прочности при переменных напряжениях по формуле

Рекомендуемые запасы выносливости . Запасы прочности достаточные. Приведенные эпюры напряжений (рис.18, рис.19) построены по следующим зависимостям:

для внешней поверхности

для внутренней поверхности

где - толщина стенки пальца;

f1 и f2 - безразмерные функции, зависящие от угла ц (в радианах);

.

Расчет проводился по программе EXEL. Результаты вычислений от действия суммарной силы Ps указаны в таблице 8.

Таблица 8

ц0	Напряжение уа на внешней поверхности	Напряжение уа на внутренней поверхности
0	88,0269	-302,016
10	76,79789	-284,089
20	47,00518	-236,525
30	4,74006	-169,049
40	-43,8474	-91,4802
50	-92,8829	-13,1958
60	-137,079	57,36334
70	-172,013	113,1349
80	-194,352	148,7986
90	-202,025	161,0476

По таблице 5 строим эпюру напряжений от овализации пальца под действием суммарной силы Ps (рис. 18).



Рис. 18. Эпюра напряжений от овализации пальца под действием суммарной силы Ps (му=15 МПа/мм)

Результаты вычислений от действия силы инерции Pjпг указаны в таблице 9.

Таблица 9.

ц0	Напряжение уа на внешней поверхности	Напряжение уа на внутренней поверхности
0	11,04709	-25,4437
10	9,426546	-22,747
20	5,126943	-15,5922
30	-0,97264	-5,442
40	-7,98466	6,226512
50	-15,0613	18,00261
60	-21,4396	28,61661
70	-26,4812	37,00616
80	-29,7051	42,37094
90	-30,8124	44,21352

По таблице 6 строим эпюру напряжений от овализации пальца под действием силы инерции Pjпг (рис. 19).

Рис. 19. Эпюра напряжений от овализации пальца под действием силы инерции Pjпг (му=2 МПа/мм)

Определим запас прочности овализации в т. 4

Точка 4: уmax= 161,05 МПа; уmin= 44,21 МПа.

Определяем амплитудные и средние напряжения

m = (max + min ) / 2 = (161,05+44,21)/ 2 = 102,63 МПа;

a = (max - min ) / 2 = (161,05-44,21) / 2 = 58,42 МПа.

Далее определяют запас прочности по формуле

7. Расчёт механизма газораспределения

7.1 Профилирование безударного кулачка

дизель двигатель кулачок безударный

Рис. 20. Расчётная схема проходного сечения в клапане

Рассчитаем диаметр горловины впускного клапана dвп:

Где:

ѕ - средняя скорость поршня,

ѕ Fп - площадь поршня, Fп=9503•10-6 м2;

ѕ iкл - количество одноимённых клапанов в цилиндре, iкл =1;

ѕ V' - средняя скорость свежего заряда , V' =[50 - 90]м/с.

Принимаем V' = 75 м/с

Рассчитаем максимальный ход клапана hкл. mах:

в

Где:

ѕ в - диаметр горловины впускного клапана;

Расчёт площади проходного сечения при максимальном открытии клапана: