Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Двигатель внутреннего сгорания (ДВС) - это наиболее распространенный источник энергии для транспортных средств. Этот двигатель вырабатывает мощность за счет преобразования химической энергии топлива в теплоту, которая затем преобразуется в механическую работу.

Преобразование химической энергии в теплоту осуществляется при сгорании топлива, а последующий переход теплоты в механическую работу осуществляется за счет внутренней энергии рабочего тела, которое, расширяясь, выполняет работу.

В качестве рабочих тел в ДВС используются газы, давление которых возрастает за счет сжатия.

Топлива - а это в основном смеси углеводородов - требуют для своего сгорания присутствие кислорода; нужное количество кислорода поступает вместе с входящим воздухом.

Если сгорание топлива происходит внутри цилиндра двигателя, этот процесс называется внутренним сгоранием. Здесь продукты сгорания сами используются в качестве рабочего тела.

Если же процесс сгорания происходит вне цилиндра, то он называется внешним сгоранием.

Подобный процесс называется незамкнутым циклом и характеризуется циклическим газообменом (выпуском продуктов сгорания и впуском свежего заряда). Внутреннее сгорание всегда требует применения незамкнутого цикла.

При реализации процесса внешнего сгорания рабочее тело остается химически неизменным и может поэтому возвращаться в свое исходное состояние путем выполнения требуемых операций (охлаждение, конденсация). Это позволяет использовать замкнутый цикл работы.

Кроме основных характеристик процесса (незамкнутый/замкнутый циклы) и типов сгорания (циклический/непрерывный) процессы сгорания в ДВС классифицируются по способам приготовления рабочей смеси и применяемым методам ее воспламенения.

При внешнем смесеобразовании рабочая смесь приготавливается вне камеры сгорания. При этом в камере сгорания вначале присутствует, главным образом, гомогенная топливовоздушная смесь, и поэтому этот процесс можно отнести к процессу образования гомогенной смеси.

При внутреннем смесеобразовании топливо вводится непосредственно в камеру сгорания.. Чем позже происходит сгорание, тем большей гетерогенностью на момент начала сгорания будет обладать часто топливовоздушная смесь, поэтому внутреннее смесеобразование называется процессом образования гетерогенной смеси.

Принудительное воспламенение осуществляется электрической искрой от свечи зажигания. При самовоспламенении рабочая смесь загорается из-за нагрева вследствие ее сжатия.

1. Тепловой расчет двигателя

1.1 Исходные данные

Тип двигателя: ЗИЛ-508.10 четырёхтактный, восьмицилиндровый, V-образный, карбюраторный, без наддува;

Частота вращения коленчатого вала n=2400 мин ;

Степень сжатия е=7,1;

Эффективная мощность N_e=97 кВт;

Коэффициент избытка воздуха б=0,87;

Вид топлива - бензин АИ - 80 ГОСТ Р51105 - 97. Средний элементарный состав и молекулярная масса: С=85,5%, Н=14,5%. Низшая расчетная теплота сгорания топлива Q= 43930 кДж/кг.

1.2 Параметры рабочего тела

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

l₀ = •(С + 8Н - О), кг (1.1)

l₀ =•(0,85•5 + 8H 0,145) = 14,96 кг,

или L₀ = , кмоль.

L₀ = = 0,516 кмоль, = 28,96 - для воздуха.

Определяем количество свежего заряда

М₁ =б• L+, кмоль (1.2)

М₁ =0,87•0,516 + =0,456 кмоль.

Определяем общее количество продуктов сгорания

М₂ = б• L₀ + + + 0,21• L₀ •(1-),кмоль. (1.3)

М₂ =0,87•0,516++ 0,21• L₀ •(1-0,87)=0,498 кмоль,

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Принимаем атмосферные условия: рк=р₀ = 0,1МПа, Тк=Т₀ = 293К.

Определяем давление и температуру остаточных газов

РГ=(1,02…1,15)•ро=1,15•0,1=0,115МПа. (1.4)

Принимаем Т_Г = 1000К.

1.4 Процесс впуска

Принимаем температуру подогрева свежего заряда Дt=10

Определяем плотность заряда на впуске

, кг/м³, (1.5)

где RВ=287 Дж/кг•град - удельная газовая постоянная для воздуха.

=1,19 кг/м³

В соответствии со скоростным режимом работы двигателя и качеством обработки внутренней поверхности принимаем коэффициент,

а скорость движения заряда м/с.

Определяем потери давления на впуске в двигатель

, МПа, (1.6)

=0,014 МПа

Определяем давление в конце впуска

, МПа. (1.7)

МПа

Определяем коэффициент остаточных газов

, (1.8)

Определяем температуру в конце впуска

, К. (1.9)

К

Определяем коэффициент наполнения

(1.10)

1.5 Процесс сжатия

Определяем показатель адиабаты сжатия k₁ в функции и Т_а, по номограмме.

Определяем показатель политропы сжатия n₁ в зависимости от k₁, который устанавливается в пределах n₁ =(k₁-0,01)…(k₁ -0,04), k₁=1,377, n₁ =1,377

Определяем давление в конце сжатия

, МПа, (1.11)

= 1,36 МПа.

Определяем температуру в конце сжатия

, К. (1.12)

К

Определяем среднюю молярную теплоемкость заряда (воздуха) в конце сжатия (без учета влияния остаточных газов)

, кДж/(кмоль• град). (1.13)

кДж/(кмоль• град),

Определяем число молей остаточных газов

, кмоль. (1.14)

=0,0290 кмоль.

Определяем число молей газов в конце сжатия до сгорания

, кмоль, (1.15)

кмоль.

1.6 Процесс сгорания

Определяем среднюю молярную теплоемкость продуктов сгорания в карбюраторном двигателе при постоянном объеме, при 1

, кДж/(кмоль• град) (1.16)

кДж/(кмоль• град)

Определяем число молей газов после сгорания

, кмоль. (1.17)

кмоль.

Определяем расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

, (1.18)

,

Принимаем коэффициент использования теплоты .

Тогда количество теплоты, передаваемое газом на участке cz индикаторной диаграммы при сгорании 1кг топлива определится, как

, кДж/кг, (1.19)

=119950•(1 -)•Lo, кДж/кг (1.20)

=119950•(1 -0,87)•0,516=8046,24 кДж/кг,

кДж/кг.

Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания

; (1.21)

Подставляем в уравнение сгорания имеющееся значения величин, решаем полученное уравнение относительно ТZ и находим его значение, ТZ=2545 К

Определяем давление в конце процесса сгорания (теоретическое)

, МПа; (1.22)

= 5,21 МПа.

Определяем давление в конце процесса сгорания (действительное)

рZД=0,85• рZ, МПа

рZД=0,85•5,21=4,42 МПа.

Определяем степень повышения давления

, (1.23)

.

1.7 Процесс расширения

Показатель политропы расширения карбюраторного двигателя определяем по номограмме, учитывая, что его значение незначительно отличается от значения показателя адиабаты расширения k₂.

Определение показателя политропы расширения производим следующим образом.

По имеющимся значениям и Т_Z определяем точку пересечения. Через полученную точку проводим горизонталь до пересечения с вертикалью, опущенной из точки б=1, получая какое-то значение k₂. Далее двигаемся по этой кривой k₂ до пересечения с вертикалью, опущенной из заданного значения б. Ордината точки пересечения дает искомое значение

n= k₂ =1,253.

Определяем давление процесса расширения

, МПа, (1.24)

МПа.

Определяем температуру процесса расширения

, К (1.25)

К.

Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать 5%).

,К (1.26)

К.

Погрешность

, % (1.27)

=4,4%

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла двигателя

Определяем среднее индикаторное давление цикла для нескругленной индикаторной диаграммы

, МПа, (1.28)

МПа.

Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы

Определяем среднее индикаторное давление цикла для скругленной индикаторной диаграммы

, МПа, (1.29)

МПа.

Определяем индикаторный КПД

, (1.30)

Определяем индикаторный удельный расход топлива

, г/кВт ч, (1.31)

г/кВт ч

1.9 Эффективные показатели двигателя

Принимаем предварительно среднюю скорость поршня W =10 м/с.

Определяем среднее давление механических потерь

, МПа, (1.32)

учитывая, что , .

МПа.

Определяем среднее эффективное давление

, МПа, (1.33)

МПа.

Определяем механический КПД

, (1.34)

.

Определяем эффективный КПД

, (1.35)

.

Определяем эффективный удельный расход топлива

, г/кВт ч, (1.36)

г/кВт ч.

1.10 Основные размеры цилиндра и удельные параметры двигателя

Исходя из величин эффективной мощности, частоты вращения коленчатого вала, среднего эффективного давления и числа цилиндров определяем рабочий объем одного цилиндра

, л, (1.37)

л.

Выбираем значение =S/D=0,95.

Определяем диаметр цилиндра

, мм (1.38)

а затем округляем его до четного числа.

мм.

Округляем диаметр до D=106 мм.

Определяем ход поршня S=D•, мм, мм.

Округляем ход поршня S=100 мм

Определяем площадь поршня F_п=D²/4, см²,

см².

Определяем рабочий объем цилиндра V_h=•D² •S/4, л,

л

Определяем среднюю скорость поршня

W_ср=S•n/(3•10⁴), м/с,

м/с,

сравниваем ее значение с ранее принятым.

Определяем значение расчетной эффективной мощности

, кВт, (1.39)

кВт.

Сравниваем полученное значение мощности с заданным значением

2. Построение индикаторных диаграмм

Построение свернутой индикаторной диаграммы ДВС производится по данным теплового расчета. Диаграмма строится в прямоугольных координатах Р-S, где S - ход поршня. Для построения используются следующие масштабы:

масштаб давления р=0,04МПа/мм.

масштаб перемещения поршня _S=1 мм· S/мм чертежа.

От начала координат в масштабе _S по оси абсцисс откладывают значения приведенной высоты камеры сжатия S_с и хода поршня S. При этом

S_с=, мм (2.1)

мм.

По оси ординат в масштабе откладываются величины давлений в характерных точках а, с, z, z, b, r диаграммы, а также значение Ро.

Построение политроп сжатия и расширения осуществляется по промежуточным точкам 10 значений. Значения давлений в промежуточных точках политропы сжатия подсчитываются по выражению

, (2.2)

а для политропы расширения по выражению

, (2.3)

Рассчитанные значения приведены в таблице 1.

Таблица 2.1 - Значения давлений в промежуточных точках политропы сжатия и расширения

№ точки	Sx,мм	Политропа сжатия	Политропа расширения
		Рx/г,мм	Рx, МПа	Рx/р,мм	Рx, МПа
1	14	34,9	1,396	130,2	5,21
2	20	21,4	0,854	83,2	3,33
3	30	12,2	0,409	50,0	2,00
4	40	8,2	0,329	34,8	1,39
5	50	6,0	0,242	26,3	1,05
6	63	4,4	0,176	19,7	0,79
7	76	3,4	0,136	15,6	0,62
8	86	2,9	0,115	13,3	0,53
9	96	2,5	0,098	11,6	0,46
10	110	2,2	0,86	10,3	0,41

Для перестроения полученной индикаторной диаграммы в развернутом виде графоаналитическим методом под ней строят полуокружность радиусом R, имея в виду, что S=2R. Затем полуокружность делят на дуги, охватывающие углы 20^о и точки соединяют радиусами с центром. Затем центр смещают вправо на величину мм (поправка Брикса). Из нового центра строят лучи, параллельные ранее проведенным радиусам. Из новых точек на окружности проводят вертикальные линии до их пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Точки пересечения дают значения Р_газов при этих углах поворота кривошипа. Линию Р_о свернутой диаграммы продолжают вправо, обозначая на ней значения углов поворота кривошипа в масштабе 1мм=2^о. Значения Р_газов (МПа) берут от линии Р_о и откладывают на развертке. Полученные точки соединяют плавной кривой.

3. Динамический и кинематический расчет двигателя

Для расчета деталей кривошипно-шатунного механизма на прочность и выявление нагрузок на трансмиссию машин необходимо определить величины и характер изменения сил и моментов, действующих в двигателе. С этой целью проводят динамический расчет кривошипно-шатунного механизма:

3.1 Строится индикаторная диаграмма.

3.2. Строится диаграмма фаз газораспределения, а под нею схема кривошипно-шатунного механизма с указанием точек приложения и знаков (+,-) действия сил.

3.3 Построенная скругленная индикаторная диаграмма, пользуясь методом Брикса, развёртывается в диаграмму избыточных сил давления газов Р_газов (МПа) по углу поворота коленчатого вала в масштабе 1мм=2^о.

3.4. Строятся графики перемещения, скорости и ускорения поршня, ширина графиков равна 2R.

3.5. Руководствуясь найденными размерами двигателя, определяется масса частей, движущихся возвратно-поступательно, и масса частей, совершающих вращательное движение.

Значение масс поршня, шатуна и коленчатого вала определяються по формуле

m = m · F ,кг (3.1)

F =8,82·10 м

Масса поршня (алюминиевый сплав): mп=140·8,82·10 =1,234 кг

Масса шатуна: mш=155·8082·10 =1,645 кг

Масса колена вала без противовесов(стальной кованый вал со сплошными шейками): mк=155·8,82·10 =1,375 кг

Масса частей, движущихся возвратно-поступательно:

mj = mп + mшп, кг (3.2)

Масса шатуна, приведенная к поршню:

mшп=(0,2…0,3)· mш, кг (3.3)

mшп=0,25·1,645=0,344 кг

mj = 1,294+0,344=1,578 кг

Масса вращающихся деталей:

mR= mк +2·mшк, кг (3.4)

масса шатуна, приведённая к коленчатому валу,

mшк=(0,7…0,8)· mш, кг (3.5)

mшк=0,75·1,375=1,031 кг

mR=1,375+2·1,031 =3,437 кг

Проверяем соответствие выбранных масс по значению удельной силы инерции по формуле

Рj max=, МПа (3.6)

Рj max==0,813<2,4 МПа

Производится расчёт сил, действующих в КШМ, Н:

- силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс

Рj =-m_J R·²(cos +·cos2); (3.7)

- центробежной силы инерции вращающихся масс

K_R =-m_R R·²; (3.8)

K_R =-3,437·0,052·261,7 =-12311 Н

- силы инерции вращающихся масс шатуна

K_R.Ш =-m_Ш.К R· ²; (3.9)

K_R.Ш =-1,031·0,052·261,7 =-3671,7 Н

- суммарной силы, действующей на поршень

Р =Р_Г+Р_J; (3.10)

- боковой силы, перпендикулярной оси цилиндра

N = P·tg; (3.11)

- силы, действующей вдоль шатуна

S = P/cos; (3.12)

- нормальной силы, действующей вдоль радиуса кривошипа

K=P·cos(+)/соs; (3.13)

- тангенциальной силы, касательной окружности кривошипа

Т=Р·sin(+)/соs; (3.14)

Данные расчетов сил для различных углов сводятся в таблицу.

Таблица 3.1 - Расчётные данные давлений и сил, действующих в кривошипно- шатунном механизме

, п.к.в.	Рj МПА	РУ МПА	Pj, кН	PУ, кН	N, кН	S, кН	К, кН	Т, кН	Mj, кНм
0	-0,76	-0,76	-5,52	-5,52	0	-5,520	-5,520	0	0
20	-0,69	-0,69	-4,97	-4,97	-0,497	-4,995	-4,503	-2,167	-0,997
40	-0,48	-0,48	-3,49	-3,49	-0,660	-3,553	-2,251	-2,750	-12,65
60	-0,21	-0,21	-1,52	-1,52	-0,406	-1,569	-0,421	-1,512	-9,6
80	0,058	0,058	0,423	0,423	0,125	0,441	-0,472	0,438	20,1
100	0,26	0,26	1,91	1,91	0,554	1,992	-0,944	1,784	82,1
120	0,38	0,38	2,76	2,76	0,709	2,848	-1,995	2,034	93,6
140	0,42	0,42	3,06	3,06	0,578	3,115	-2,714	1,524	70,1
160	0,42	0,42	3,07	3,07	0,307	3,085	-2,990	0,761	35,1
180	0,42	0,42	3,04	3,04	0	3,040	-3,040	0	0
200	0,42	0,42	3,07	3,07	-0,307	3,085	-2,990	-2,315	-106,5
220	0,42	0,43	3,06	3,13	-0,592	3,186	-2,776	-1,559	-71,7
240	0,386	0,40	2,76	2,86	-0,735	2,952	-2,068	-2,096	-96,4
260	0,26	0,30	1,91	2,20	-0,638	2,295	-1,087	-2,055	-94,5
280	0,08	0,15	0,423	1,10	-0,325	1,147	-1,229	-1,140	-52,4
300	-0,21	-0,004	-1,52	-0,03	0,008	-0,031	-0,008	0,03	1,38
320	-0,48	-0,027	-3,49	-0,20	0,038	0,20	-0,129	0,158	7,26
340	-0,69	0,13	-4,97	0,95	-0,095	0,955	0,861	-0,414	-19,0
360	-0,76	0,54	-5,52	3,88	0	3,88	3,88	0	0
365	-0,74	4,45	-5,38	32,2	6,247	32,23	31,43	7,181	330,3
380	-0,69	3,34	-4,97	24,15	2,415	24,27	21,88	10,53	484,4
400	-0,48	1,61	-3,49	11,68	2,208	11,89	7,534	9,20	423,2
420	-0,21	0,99	-1,52	7,16	1,840	7,389	1,983	6,838	314,5
440	0,058	0,82	0,423	5,91	1,743	6,164	-6,601	6,123	281,7
460	0,26	0,80	1,91	5,82	1,688	6,070	-2,875	5,436	250,1
480	0,38	0,80	2,76	5,77	1,483	5,955	-4,172	4,252	195,6
500	0,42	0,78	3,06	5,63	1,064	5,731	-4,994	2,804	129,0
520	0,42	0,76	3,07	5,52	0,552	5,548	-5,376	1,289	63,0
540	0,42	0,73	3,04	5,28	0	5,280	-5,280	0	0
560	0,42	0,71	3,07	5,16	-0,516	5,186	-5,026	-1,280	-58,9
580	0,42	0,69	3,06	5,01	-0,947	5,100	-4,444	-2,495	-114,8
600	0,38	0,62	2,76	4,50	-1,157	4,644	-3,254	-3,317	-152,6
620	0,26	0,46	1,91	3,36	-0,974	3,504	-1,660	-3,138	-144,3
640	0,058	0,21	0,423	1,49	-,0440	1,554	-1,664	-1,544	-71,0
660	-0,21	-0,11	-1,52	-0,83	0,213	-0,857	-0,230	0,826	38
680	-0,48	-0,43	-3,49	-3,14	0,594	-3,197	-2,025	2,474	113,8
700	-0,69	-0,68	-4,97	-4,88	0,489	-4,914	-4,421	2,128	97,9
720	-0,76	-0,76	-5,52	-5,52	0	-5,520	-5,520	0	0

По рассчитанным данным строятся графики изменения сил, в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

На первом листе строятся также графики перемещения, скорости и ускорения поршня.

Sп=R[(1-cosц)+л/4(1-cos2ц)], (3.15)

Wп=Rщ(sinц)+л/2sin2ц), (3.16)

jп=Rщ²(cosц+лcos2ц). (3.17)

Результаты расчётов сводим в таблицу №3.

Таблица 3.2 - Данные для построения графиков перемещения, скорости и ускорения поршня

, п.к.в.	SI, м	SII, м	S, м	WI, м/с	WII, м/с	W, м/с	JI, м/с	JII, м/с	J, м/с
0	0	0	0	0	0	0	3150	913,4	4063,4
20	0.0028	0,0008	0,0036	4,12	1,12	5,24	2960	700,0	3660,0
40	0.0108	0,0028	0,0136	7,74	1,72	9,46	2413	158,6	2571,6
60	0.023	0,0050	0,028	10,42	1,51	11,93	1575	-456,7	1118,3
80	0.038	0,0065	0,0445	11,85	0,60	12,45	547	-858,3	-311,3
100	0.054	0,0065	0,0605	11,85	-0,60	11,25	-547	-858,3	-1405,3
120	0.069	0,0050	0,0740	10,42	-1,51	8,91	-1575	-456,7	-2031,7
140	0.081	0,0028	0,0838	7,74	-1,72	6,02	-2413	158,6	-2254,4
160	0.089	0,0008	0,0898	4,12	-1,12	3,00	-2960	700	-2260,0
180	0,092	0	0,092	0	0	0	-3150	913,4	-2236,6
200	0,089	0,008	0,0898	-4,12	1,12	-3	-2960	700,0	-2260
220	0,081	0,0028	0,0838	-7,74	1,72	-6,02	-2413	158,6	-2254,4
240	0,069	0,0050	0,0740	-10,42	1,51	-8,91	-1575	-456,7	-2031,7
260	0,054	0,0065	0,0605	-11,85	0,60	-11,25	-547	-858,3	-1495,7
280	0,038	0,0065	0,0445	-11,85	-0,60	-12,45	547	-858,3	-311,3
300	0,023	0,0050	0,0280	-10,42	-1,51	-11,93	1575	-456,7	1118,3
320	0,0108	0,0028	0,0136	-7,74	-1,72	-9,46	2413	158,6	2571,6
340	0,0028	0,0008	0,0036	-4,12	-1,12	-5,24	2960	700	3660,0
360	0	0	0	0	0	0	3150	913,4	4063,4

Для построения полярной диаграммы наносятся прямоугольные координаты силы Т по горизонтали и силы К по вертикали. Для принятых в расчетах величин углов поворота коленчатого вала строится полярная диаграмма силы S, то есть откладываются ее составляющие (Т - по горизонтали, К - по вертикали), получая последовательно концы вектора S. Полученные точки ₁, ₂ и т. д. последовательно в порядке углов соединяют плавной кривой.

Для нахождения результирующей силы R_Ш.Ш на шатунную шейку необходимо полюс О переместить по вертикали вниз на величину вектора К_R.Ш (К_R.Ш постоянна по величине и направлению) и обозначить эту точку О_Ш. Затем вокруг точки О_Ш проводится окружность любого радиуса, удобнее - радиусом шатунной шейки R_Ш.Ш.min. Точка О_Ш соединяется с точками ₁, ₂ и всеми остальными через 20^о тонкими прямыми линиями, конец которых должен выходить за пределы окружности. Вектор О_Ш- для каждого угла дает и направление и значение результирующей силы (нагрузки) R_Ш.Ш.=S+K_R.Ш на шатунную шейку.

Для построения развертки диаграммы нагрузки R_Ш.Ш в прямоугольные координаты через точку О_Ш проводится горизонтальная линия, служащая осью углов . Углы обозначаются через выбранные 20^о в пределах 0-720^о и через эти точки проводятся вертикали. Для каждого угла ₀, ₁, ₂ и т.д. берется значение результирующей силы R_Ш.Ш с полярной диаграммы нагрузки и откладывается по вертикали, причем все значения R_Ш.Ш считаются положительными. Точки соединяются плавной кривой результирующей силы R_Ш.Ш.=S+K_R.Ш. На графике развертки обозначают точки (R_Ш.Ш)_max, (R_Ш.Ш)_min, (R_Ш.Ш)_ср.

Средняя удельная нагрузка на подшипник, отнесенная к единице площади его диаметральной проекции, определится, как:

, МПа/м (3.18)

к=7,59 МПа/м,

где: - диаметр шатунной шейки;

- рабочая ширина вкладыша (принимаем из прототипа).

Если переместить центр ОШ вниз на значение силы КR, получим результирующую силу, действующую на колено вала.

Пользуясь полярной диаграммой, строим диаграмму износа шейки, дающую условное представление о характере износа в предположении, что износ пропорционален усилиям, действующим на шейку, и происходит в секторе 60^о от мгновенного направления силы S.

Для этого ниже полярной диаграммы строится еще одна окружность, радиусом R_Ш.Ш.min. К внешней стороне окружности прикладываются векторы усилий, параллельные соответствующим векторам О_ш- полярной диаграммы (параллельно силам S) так, чтобы линия действия их проходила через центр. Значение усилий R_Ш.Ш. для каждого угла берется с развернутой диаграммы нагрузки, и под углом 60^о к направлению каждого усилия в обе стороны проводятся кольцевые полоски, высота которых пропорционально этому усилию. Суммарная площадь этих полосок в итоге представляет собой условную диаграмму износа. На диаграмме износа шейки видна зона наибольших и наименьших давлений на нее. В месте наименьших давлений проводится осевая линия, где должно выводиться отверстие подвода масла к подшипнику.

Под графиком развернутой диаграммы нагрузки строят кривую суммарного индикаторного крутящего момента. Для этого по оси абсцисс откладывают значение угла поворота кривошипа в пределах от 0^о до 720/4=180?.

По оси ординат откладывается значение крутящего момента, равное

М_i=ТR, в масштабе _м=4 Н·м/мм,

значение силы Т берется с построенного на листе 1 графика.

Предполагается, что крутящий момент в отдельных цилиндрах изменяется одинаково, лишь со сдвигом на угол =720/i. Поэтому берется участок силы Т в пределах от 0^о до (720/i)^о, значение ее умножается на радиус кривошипа и полученные значения крутящего момента откладываются на строящемся графике. Затем берется следующий равный участок силы Т и т.д. Таким образом, получается число кривых крутящего момента, равное i.

Кривая суммарного индикаторного крутящего момента многоцилиндрового двигателя на участке получается путем графического суммирования полученного числа i кривых крутящих моментов для отдельных цилиндров. Среднее значение индикаторного момента определится, как

(М_i)_ср= (F₂-F₁)/, (3.19)

где F₁ и F₂ - положительная и отрицательная площади диаграммы,

(М_i)_ср=(8547-3256)·4/180=112,52нм

Ввиду того, что при построении диаграммы индикаторного крутящего момента двигателя не учитывались затраты на трение, привод вспомогательных механизмов и т.д., для получения значения действительного эффективного крутящего момента необходимо учесть величину механического КПД:

(М_е)_ср = (М_i)_ср·М, (3.20)

(М_е)_ср =112,52·0,79=88,48 Н·м.

Полученное значение среднего эффективного крутящего момента следует сопоставить с расчетным значением

(М_е)_расч. = 9554·N_е/n_ном, Нм, (3.21)

(М_е)_расч. = 9554·97/2400=85,99 Нм.

=(88,48-85,99)·100/88,48=2,8 %.

4. Уравновешивание двигателя

Двигатель называется уравновешенным, если во время установившегося режима работы на его опоры предаются постоянные по величине и постоянные по направлению усилия.

Первой причиной неуравновешенности поршневого двигателя является наличие периодически изменяющихся по величине и знаку сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс и непрерывно меняющих направление центробежных сил вращающихся масс . Второй причиной неуравновешенности двигателя является неравномерность суммарного крутящего момента и противоположно направленного опрокидывающего момента .

Для суждения об уравновешенности двигателя обычно ограничиваются рассмотрением сил инерции и их моментов первых 2-х порядков и без учета эксцентриситета.

Для ряда деталей двигателя предъявляются требования по соблюдению допусков на массы и размеры:

1) равенство поршневых групп;

2) равенства масс шатунов и одинакового расположения и центров тяжести;

3) динамической уравновешенности коленчатого вала, достигаемой его балансировкой.

Уравновешивания сил инерции вращающихся масс кривошипно-шатунного механизма двигателя достигают таким размещением вращающихся масс кривошипов или масс противовесов, при котором соблюдаются два условия:

1) центр тяжести приведенной системы вала находится на оси вращения;

2) сумма моментов центробежных сил инерции вращающихся масс относительно любой точки оси вала равняется нулю.

Соблюдение первого условия обуславливает так называемую статическую уравновешенность, так как уравновешенность в этом случае проверяют путем статической балансировки вала на призмах. Аналитически это условие уравновешенности выражается равенством нулю результирующей всех центробежных сил инерции.

Выполнение второго условия обеспечивает так называемую динамическую уравновешенность, которую проверяют при вращении вала на балансировочном станке.

После выполнения динамического расчета производится анализ уравновешенности рассматриваемого двигателя.

Силы и моменты, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются и, если они не уравновешены, вызывают сотрясение и вибрацию двигателя, передающиеся раме автомобиля.

Уравновешивание - это комплекс конструктивных, технологических и эксплуатационных мероприятий, направленных на уменьшение или полное устранение действующих сил инерции и моментов сил инерции. Уравновешивание многоцилиндрового двигателя заключается в определении направления и величины действия неуравновешенных сил и моментов, которые затем следует уравновесить с помощью наиболее простых мероприятий.

Коленчатый вал двигателя ЗИЛ-508.10 имеет колена, расположенные под углом 90?. Порядок работы 1-5-4-2-6-3-7-8.

Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя полностью уравновешены:=0.

Суммарный момент центробежных сил действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого кривошипа угол , величина его

.

Силы инерции первого порядка взаимно уравновешены: .

Суммарный момент сил инерции первого порядка действует в той же плоскости, где и равнодействующий момент центробежных сил, величина его

.

Силы инерции второго порядка и их моменты полностью уравновешены: ; .

Уравновешивание моментов и осуществляется установкой двух противовесов на концах коленчатого вала в плоскости действия моментов, т. е. под углом .

Суммарные моменты и действуют в одной плоскости, поэтому

.

Масса каждого противовеса определяется из условия равенства моментов

.

Расстояние центра тяжести общего противовеса от оси коленчатого вала принимаем =125 мм.

Расстояние между центрами тяжести общих противовесов - b=720 мм.

Расстояние между центрами шатунных шеек - =160 мм.

Масса общего противовеса

.

Установка противовесов на концах коленчатого вала двигателя в целях уравновешивания суммарных моментов и приводит к возникновению дополнительных центробежных сил инерции масс противовесов, передающих свое усилие на 1-ю и 5-ю коренные шейки вала.

5. Расчет и проектирование деталей двигателя

5.1 Поршеневая группа

5.1.1 Поршень

Общими тенденциями для поршней современных форсированных двигателей автомобилей является:

уменьшение расстояния от днища до оси пальца, необходимое для снижения высоты и массы двигателя;

уменьшение диаметра пальца, как внешнего, так и внутреннего;

переход на плавающие пальцы малой длины с фиксацией шатуна от осевого перемещения в бобышках поршня;

снижение высоты колец;

уменьшение высоты юбки поршня;

специальные профили и покрытия юбки и днища.

Материалы и технология изготовления: в качестве материала используется доэвтектический сплав (силумин) (порядка 10-12% кремния и более, т. е. АЛ-10В, АЛ-4, АЛ-5 и т. д.), способ получения заготовки - литье в металлические формы.

Конструктивные особенности:

Для термостабилизации зазора в сопряжении поршень-цилиндр применена заливка в верхнюю часть юбки поршня стальной терморегулирующей вставки.

Юбка поршня имеет бочкообразную форму и технологическую овализацию (овальность 0,40,5 мм), головка поршня - ступенчатая, круглая в плане. Для уменьшения массы поршня в нерабочих зонах юбки сделаны выемки.

Для быстрой приработка юбки ее рабочие поверхности покрывают тонким (0,0030,005 мм) слоем оловянно-свинцового сплава (лужение). Преимуществом этого покрытия является быстрое сглаживание неточностей профиля юбки и предотвращение наволакивания алюминия на чугун цилиндра при подклинивании (схватывании) поршня от перегрева. Кроме того, это покрытие снижает трение и износ деталей. С этой же целью на юбке создан специальный профиль поверхности - микро канавки, глубиной около 0,0100,015 мм, шагом 0,20,4 мм и углом впадин порядка 170. Канавки хорошо удерживают масло и при движении поршня создают гидродинамическую силу, предохраняющую поршень от непосредственного контакта с цилиндром на больших частотах и нагрузках, особенно на прогретом двигателе. Покрытие и микрорельеф поверхности позволяют добиться износа поршня менее 0,020,03 мм после пробега автомобиля 200250 тыс. км.

Поршень имеет три кольца - два компрессионных и одно маслосъемное. Перемычка между верхним и средним кольцами больше, т.к. давление верхнего кольца на нее достаточно велико.

Применяется поршневой палец плавающего типа. Для смазки используются сквозные вертикальные отверстия в бобышках, через которые масло подается из зазора в сопряжении поршень-зеркало цилиндра через отверстия в канавке маслосъемного кольца самотеком по бобышкам. Палец фиксируется в бобышках поршня пружинными стопорными кольцами, устанавливаемыми в канавки. Применены простые стопорные кольца круглого сечения (наружный диаметр 35,9 мм).

Сверху между днищем поршня и бобышками делаются специальные усилители в виде ребер жесткости.



Рисунок 5.1 -Схема поршня

Основные размеры поршня

Толщина днища поршня мм

Высота поршня мм

Высота огневого пояса мм

Толщина первой кольцевой перемычки мм

Высота верхней части поршня мм

Высота юбки поршня мм

Внутренний диаметр поршня мм

Толщина стенки головки поршня мм

Толщина стенки юбки поршня мм

Радиальная толщина кольца: компрессионного мм

маслосъемного мм

Радиальный зазор кольца в канавке поршняt:

компрессионного 0,82мм

маслосъемного 1мм

Высота кольца компрессионного мм

маслосъемного мм

Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии, А : А =9 мм

Число масляных отверстий в поршне

Диаметр масляного канала мм

Диаметр бобышки мм

Расстояние между торцами бобышек мм

Наружный диаметр поршневого пальца мм

Внутренний диаметр поршневого пальца мм

Длина пальца мм

Длина головки шатуна мм

Материал поршня АЛ-5: коэффициент линейного расширения .

Напряжение изгиба в днище поршня:

, МПа (5.1)

МПа

мм (5.2)

Напряжение сжатия в сечении х-х:

МПа (5.3)

м(5.4)

(5.5)

МН (5.6)

мм (5.7)

Напряжение разрыва в сечении х-х.

Максимальная угловая скорость холостого хода:

(5.8)

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

кг (5.9)

Максимальная разрывающая сила:

Н (5.10)

Напряжение разрыва:

МПа (5.11)

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

среза МПа (5.12)

изгиба МПа (5.13)

сложное МПа <[]=40мпа (5.14)

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

МПа (5.15)

МПа (5.16)

Диаметр головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

мм (5.17)

мм (5.18)

Диаметральные зазоры в горячем состоянии, мм:

(5.19)

5.1.2 Поршневой палец

Поршневой палец работает в тяжелых условиях повторно-переменного нагружения от газовых и инерционных сил и высоких относительных скоростей смещения в сопряжениях верхняя головки шатуна-поршневой палец и бобышки поршня-поршневой палец. Палец работает в паре с мягкими материалами - алюминием (поршень) и бронзой (втулка верхней головки шатуна). Материалы, технология изготовления: этим требованиям удовлетворяют легированные никелем и хромом низкоуглеродистые стали (цементуемая сталь 12ХН3А), нормализация, цементация поверхностного слоя на глубину 1,52,0 мм для повышения износостойкости.

Наружная поверхность пальца также для повышения его износостойкости подвергается механической обработке - суперфиниширование - для снижения шероховатости поверхности, т.к. неровности, царапины и т. д. являются концентраторами напряжений. Шероховатость внутренней поверхности не должна превышать 510 мкм.

Применен палец плавающего типа с фиксацией его от осевого смещения в бобышках поршня с помощью двух пружинных колец. Преимуществами пальцев плавающего типа являются равномерный износ пальца по периметру, а также относительная простота сборки-разборки кривошипно-шатунного механизма (КШМ) во время ремонта.

Современные тенденции - увеличение толщины стенок пальца при уменьшении его длины для минимизации возникающего в нем изгиба и овализации, поэтому перспективнее также по этим причинам использование пальцев плавающего типа.

Здесь применена самая распространенная и простая конструкция пальца - трубчатая.

Материал пальца: Сталь 15Х Модуль упругости МПа.

Палец плавающего типа.

Данные для расчета (см. таблицу 4)

Максимальное давление сгорания МПа

Расчетная сила, действующая на палец:

расчетная

МН (5.20)

где: к- коэффициент учитывающий массу поршневого пальца, к=0,8

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

МПа<60МПа (5.21)

Удельное давление пальца на бобышки:

МПа< 50 МПа (5.22)

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

МПа<250МПа(5.23)

Касательное напряжение среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

МПа<200 МПа (5.24)

Увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

,мм (5.25)

мм<0.05мм

Определяем напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (ш=0^°)

, МПа, (5.26)

110,6 МПа,

в вертикальной плоскости (ш=90^°)

, МПа, (5.27)

МПа.

Определяем напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (ш=0^°)

, МПа, (5.28)

МПа,

в вертикальной плоскости (ш=90^°)

, МПа, (5.29)

МПа.

Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости: <[ ]=350МПа

5.1.3 Поршневое кольцо

На поршнях современных двигателей легковых автомобилей устанавливается комплект из трех колец (трехколечная система) - 2 компрессионных и одно маслосъемное.

Верхнее поршневое кольцо изготавливается из легированного никелем, хромом, молибденом и другими металлами высокопрочных чугунов с шаровидным графитом, т. к. повышенные рабочие температуры и большие циклические нагрузки, требуют применения здесь более высокопрочных износостойких материалов, такие кольца даже при самых высоких нагрузках пластически деформируются, но не ломаются.

Для снижения износа (и трения) на верхние кольца в обязательном порядке наносят износостойкие покрытия - твердое хромирование с приданием наружной поверхности специального бочкообразного профиля. Кольцо имеет форму симметричной “бочки”, которая в процессе приработки достаточно быстро приобретает несимметричную форму.

Современные двигатели имеют тенденцию к уменьшению высоты колец до (1,0)1,21,5 мм. Кольца меньшей высоты имеют существенно меньшие силы трения в цилиндре, меньший износ на высоких частотах вращения, а также менее склонны к задирам и прижогам, особенно в процессе приработки, но в то же время хуже обеспечивают тепло отвод, более склонны к вибрациям, их заготовки достаточно хрупки, что затрудняет механическую обработку, более склонны к выворачиванию. В данном диапазон толщин колец достигнут компромисс. Основные параметры кольца - толщина, радиальная толщина. Значения см. далее. Наиболее важным параметром для работоспособности кольца имеет распределение его давления на стенки цилиндра - эпюра давлений. У поршневых колец современных двигателей при установке в круглый цилиндр не допускается просветов между цилиндром и наружной поверхностью кольца. Эпюра давлений непрерывна. Практика и анализ показывают, что для увеличения ресурса колец необходимо, чтобы давление в зоне замка кольца было выше среднего давления. Для бензиновых двигателей автомобилей желательно иметь такое кольцо, чтобы его давление на стенку в зоне замка было в 1,5 раза больше среднего. Применяются каплевидные и грушевидные эпюры (здесь - грушевидная).

Изготовление колец с заданной эпюрой давления происходит следующим образом: из-за необходимости получения кольца с требуемыми характеристиками нужно использовать технологию, которая позволила бы получить у кольца с достаточно высокой степенью точности требуемую эпюру давлений. Индивидуальное литье, механическая обработка с помощью копиров, вырубка замка.

Средние кольца двигателей работают в гораздо более “мягких” условиях по давлению, температуре и смазке, поэтому они обычно не требуют высокопрочных материалов. Использован серый легированный чугун с пластинчатым графитом, обладающий хорошей износостойкостью, с покрытием хромом.

Среднее кольцо - минутное с наклоном образующей к поверхности 06. Наклон выполнен конической наружной поверхностью кольца.

Средние кольца двигателей с искровым зажигание имеют высоту 1,501,75 мм. Здесь тонкие верхние и средние кольца одинаковой высоты - 1,5 мм.

Применено наборное маслосъемное кольцо, состоящее из двух стальных дисков и двух функционального расширителя. Оно является чисто маслосъемным, т. е. оно дает минимальный расход масла на угар, но при этом не обеспечивает смазку цилиндра и поршня в зоне верхних мертвых точек за счет пропуска масла, оба диска не могут одновременно оторваться от зеркала цилиндра при перекладке поршня из-за того, что они не связаны жестко друг с другом. Чтобы не ухудшить условия смазки, что может привести к задирам, часть масла удерживается в зоне второго кольца за счет смещения отверстий в канавке маслосъемного кольца вниз, на фаску. Таким образом появляется радиальный зазор и насосное действие кольца определенная часть масла попадает в зону второго компрессионного кольца. Используются тонкие диски (толщина 0,63 мм), которые обеспечивают очень хорошую прирабатываемость. Толщина маслосъемного кольца - 3,5 мм.

Двухфункциональный расширитель - тангенциальный, обеспечивает дополнительное давление дисков на стенки канавки поршня, что улучшает съем масла с поверхности цилиндра.

Имеется тенденция к снижению высоты маслосъемных колец, т. к. это позволит снизить высоту и массу поршней в целом.

Диски колец изготавливаются из углеродистой стальной калиброванной ленты. Наружная поверхность диска (рабочая) хромируется (слой хрома 0,080,12 мм) и имеет бочкообразный профиль для улучшения приработки. Расширители - из нержавеющий (15% Cr, 5% Ni) стальной калиброванной ленты, которая в процессе изготовления нагартовывается, приобретает пружинные свойства и практически не теряет их в эксплуатации.

Материал кольца- серый легированный чугун, .

Среднее значение давления кольца на стенку цилиндра:

МПа (5.30)

Для бензиновых двигателей можно принять грушевидную форму эпюры давления кольца на зеркало цилиндра(рисунок..)

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности

 (5.31)

Таблица 5.2 - Данные для эпюры давления кольца

Рисунок5.2 - Эпюра сил давления кольца на стенку цилиндра

Напряжения изгиба кольца в рабочем состоянии:

МПа (5.32)

МПа (5.33)

где: m- коэффициент зависящий от способа надевания кольца.m=1,57

=298,6<[]=450МПа и >

Требования по прочности выполнены.

Определяем монтажный зазор в замке поршневого кольца

=, мм (5.34)

где ?^'_к=0,08 мм - минимально допустимый зазор;

_к и _ц - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильцы цилиндра_к==11·10 1/к

Т_к=498К, Т_ц=388К;

мм (5.35)

5.2 Шатунная группа

В группу шатуна входят шатун, крышка кривошипной головки, шатунные болты с элементами их фиксации.

В данном случае шатун изготовлен по конструктивной схеме шатуна для V-образных двигателей с последовательным их расположением на шатунной шейке. Выбор данного типа обусловлен возможностью унификации конструкций шатунов V-образных и рядных двигателей, относительной конструктивной и технологической простотой, хорошими условиями смазывания шатунных подшипников, высокой жесткостью и прочностью при минимуме конструктивной массы, но при использовании данного типа шатунов возникает необходимость удлинения шатунных шеек V-образного двигателя.

Конструктивно в шатуне различают верхнюю (поршневую) головку, стержень шатуна и кривошипную головку. Шатун - традиционной конструкции, т. е. симметричной формы со стержнем двутаврового сечения, плоским прямым разъемом крышки, плавным сопряжением головок со стержнем. Высокая усталостная прочность шатуна достигается соответствующим материалом, конструкцией, технологией изготовления.

Материал шатуна - углеродистая сталь 40ХН. Заготовка получается горячей ковкой в штампах в несколько стадий с промежуточной термообработкой, крышка отковывается отдельно. Цикл термообработки - нормализация (закалка+высокий отпуск) механическая обработка шатун собирается с крышкой кривошипной головки расточка посадочных мест под подшипниковые вкладыши.

В верхнюю головку шатуна запрессована бронзовая втулка (БрС30) для увеличения износостойкости сопряжения верхняя головка шатуна - поршневой палец. Втулка не устанавливается в бобышки поршня, т. к. трение сталь-по-силумину не так опасно, как сталь-по-стали. Т.к. бронза - дорогой материал, то втулка изготавливается свертыванием из листовой бронзы и растачивается на месте.

В верхней части верхней головки шатуна выполнено отверстие для смазки пальца. Из-за наличия бронзовой втулки, точной геометрии, высокой твердости и чистоте поверхности пальца для его смазки не требуется подача масла под давлением. Способ смазки аналогичен способу смазки поршневого пальца. При этом за счет выравнивания удельных давлений по периметру поршневого пальца в верхней головке шатуна создаются оптимальные условия смазки.

Избыток металла, который снимается при подгонке шатунов по массе, т. к. шатун штампованный, не сконцентрирован в определенном месте. Металл снимается с тех частей шатуна, чью оптимальную форму нельзя было обеспечить из-за технологических трудностей.

В данном двигателе, как и в большинстве конструкций автотракторных двигателей, использован стержень стандартного двутаврового сечения с двумя полками. С целью практически исключить вероятность появления в конструкции стержня шатуна напряжений изгиба, а также с целью упрочнения наиболее нагруженной зоны - переходной зоны от верхней головки шатуна к стержню, шатун выполнен одного сечения по высоте, т. е. фактически радиус перехода от верхней головки к стержню равен бесконечности.

Шатун удерживается в осевом направлении по верхней головке в бобышках поршня. В традиционной конструкции при вращении коленчатого вала шатун контактирует с боковыми (торцевыми) поверхностями шатунной шейки. За счет трения возникает разворачивающий момент, увеличивающий давление поршня на стенку цилиндра. При осевой фиксации шатуна в бобышках поршня разворачивающий момент значительно меньше, а это уменьшает давление поршня и износ его юбки и цилиндра. Поршневой палец в этом варианте не имеет провисания между головкой шатуна и бобышками поршня, поэтому он получается жестче и легче, чем компенсируется некоторое увеличение массы поршня (за счет несколько большей толщины его бобышек). Несколько ухудшается смазка.

Шатунные болты - исключительно ответственный элемент, замена которого на аналогичный или подходящий абсолютно недопустимо.

Особенности:

1) Шатунные болты всегда изготавливаются из легированных сталей с содержанием углерода не менее 0,3%. Болты из низкоуглеродистых легированных сталей со временем вытягиваются и их затяжка ослабевает, что для шатунов недопустимо. В данном случае для изготовления шатунных болтов применена сталь 40Х.

2) Резьба на шатунных болтах используется только мелкая (снижается сконность к само отвинчиванию), получаемая только методом накатки (имеет прочность резьбовой части на 2030% выше).

3) Все элементы шатунных болтов обязательно шлифуются, а прецизионные их части полируются.

4) Диаметры опорных поверхностей головки шатунного болта делаются возможно минимальными.

5) Шатунные болты всегда имеют прослабленную зону, где площадь поперечного сечения на 2030% меньше минимальной площади поперечного сечения болта в резьбовой части.

Гайки шатунных болтов выполняются высокими. Гайки само контрящиеся, т.е. 2 последних витка резьбы гайки имеют меньший шаг, что обеспечивает надежное фиксирование ее от проворачивания силами трения в резьбе и на опорной поверхности.

Использованы шатунные болты с плавающей самоцентрирующейся головкой, сопряжение верхняя головка шатуна - головка болта осуществляется по сферической поверхности, и сферическая часть болта перемещается по сферической части верхней головки шатуна, где он установлен, вместо изгиба

Шатун имеет плоский разъем нижней головки по шлифованным поверхностям.

Соединение крышки нижней головки шатуна осуществляется по цилиндрическим центрирующим пояскам болтов, при этом болты имеют фиксацию в шатуне с помощью гладкой посадки с небольшим натягом. Головки этих болтов фигурные овальные (больший радиус эллипса - в направлении оси коленчатого вала).

Отверстия нижней и верхней головок шатунов обрабатываются окончательно хонингованием с точностью порядка 0,015 мм.

5.2.1 Расчет шатуна

Шатун: стальной, кованный двутаврового сечения.

, МПа, , МПа, МПа.

Втулка: бронзовая (БрС30), МПа, .



Рисунок 5.3 - Расчётная схема шатунной группы

Внутренний диаметр верхней головки шатуна:

мм (5.36)

мм

Внутренний диаметр втулки: мм

Наружный диаметр головки шатуна

мм (5.37)

Длина поршневой головки шатуна:

мм (5.38)



Рисунок 5.4 - Схема распределения нагрузок на поршневую головку шатуна

Суммарное давление на поверхности головки от запрессовки втулки и нагрева головки и втулки:

,МПа (5.39)

где:-натяг посадки бронзовой втулки,

,м (5.40)

-термический коэффициент расширения бронзовой втулки;

- термический коэффициент расширения стальной головки;

- температура подогрева головки, град

м

- коэффициент Пуассона.

МПа

напряжение на наружной поверхности головки шатуна:

МПа<()=150МПа (5.41)

Напряжение на внутренней поверхности:

МПа<()=150МПа (5.42)

Изгибающий момент в вертикальном сечении проушины:

Н·м (5.43)

- сила инерции поршневой группы Н (5.44)

Средний радиус поршневой головки:

м (5.45)

, - угол заделки, град.

Н

Н·М

Величина нормальной силы в этом же сечении:

Н.(5.46)

Величина нормальной силы в расчетном сечении от растягивающей силы для выбранного угла заделки:

Изгибающий момент в расчетном сечении:

Н·м (5.48)

Напряжение от растяжения в наружном слое:

Где: К- коэффициент учитывающий наличие запрессованной втулки:

(5.50)

где: F,F-площади сечения: стенок головки и втулки;

h=м (5.53)

Суммарная сила, сжимающая головку:

Н (5.54)

Нормальная сила для нагруженного участка:

Изгибающий момент для нагруженного участка:

(5.57)

Напряжения в наружном слое от сжимающей силы:

 (5.58)

Запас прочности:

(5.59)

где:предел выносливости материала при растяжении;

- коэффициент, зависящий от характеристики материала;

-коэффициент, учитывающий влияние технологического фактора.

5.2.2 Расчёт стержня шатуна

Сила инерции, растягивающая шатун при номинальной частоте вращения:

(5.60)

Максимальная сила давления газов, сжимающих шатун:

(5.61)

- атмосферное давление;

Суммарное напряжение при сжатии, с учетом продольного изгиба в плоскости качания шатуна:

< , (5.62)

где - коэффициент, учитывающий продольный изгиб;

- площадь шатуна в расчетном сечении

Суммарное напряжение при сжатии с учетом продольного изгиба в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

< , (5.64)

где: - коэффициент, учитывающий продольный изгиб шатуна в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна.

Амплитуда напряжения в плоскости х-х сечения шатуна:

Среднее напряжение в плоскости х-х сечения шатуна:

(5.67)

Амплитуда напряжения в плоскости у-у:

(5.68)

Среднее напряжение в плоскости у-у:

(5.69)

Запас прочности в плоскости х:

(5.70)

Запас прочности в плоскости у:

(5.71)

5.2.3 Расчет кривошипной головки шатуна

Сила, отрывающая крышку нижней головки шатуна:

(5.72)

(5.73)

(5.74)

(5.75)

Напряжения изгиба в материале крышки и вкладыша:

 (5.76)

где: с- расстояние между осями шатунных болтов, м

с=(1,30…1,75)·d=1,5·0,05=0,075м (5.77)

d-диаметр шатунной шейки, d=(0,56…0,75)·D=0,62·0,080=0,050м; (5.78)

-момент инерции расчётного сечения вкладыша,

= (5.79)

(5.80)

(5.81)

=0,035·0,0025=5,47·10м

момент инерции расчётного сечения крышки,

J==0,035·(0,5·0,075-0,0275)=3,5·10 (5.82)

rвнутренний радиус кривошипной головки,

r (5.83)

момент сопротивления расчетного сечения,

(5.84)

площадь сечения крышки с вкладышем,

(5.85)

<

5.2.4 Расчет шатунных болтов

Принимаем материал болтов сталь 40ХН, количество болтов i_б=2,. Болт М10х1

Сила предварительной затяжки:

(5.86)

где i_б - число болтов, которыми крышка притягивается к шатуну.

Величина суммарной силы, растягивающей болт:

(5.87)

где: - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Максимальное напряжение в болте в сечении по наименьшему диаметру:

(5.88)

где: d (5.89)

d-номинальный диаметр болта, м

t- шаг резьбы.

Минимальное напряжение в этом же сечении:

(5.90)

Амплитуда напряжений:

(5.91)

Среднее напряжение:

(5.92)

Запас прочности болта для выбранного материала стали:

(5.93)

где - коэффициент концентрации напряжений;

- коэффициент, проведения цикла при растяжении сжатии;

- коэффициент учитывающий технологические факторы;

- допустимое значение напряжения для материалов болтов.

6. Расчет систем двигателя

6.1 Система газораспределения

Рисунок 6.1 - Расчётная схема клапана

Диаметр горловины впускного клапана:

(6.1)

Площадь горловины впускного клапана:

(6.2)

Проходное сечение клапана при открытии на высоту для клапана с фаской :

(6.3)

Наибольший диаметр тарелки клапана:

 (6.4)

Наименьший диаметр клапана:

(6.5)

Ширина фаски:

(6.6)

Диаметр стержня клапана:

(6.7)

Высота подъема толкателя:

(6.8)

где:i-число одноимённых клапанов на один цилиндр, i=1



Рисунок6.2 - Схема кулачка

Радиус начальной окружности кулачка:

(6.9)

Радиус дуги первого участка подъема кулачка:

(6.10)

Радиус второго участка:

Принимаем

Силы прижимающие клапан к седлу:

(6.12)

где -масса клапана, ,принимаем= 100 г

- коэффициент запаса;

;

; (6.13)

.

Максимальное касательное напряжение в пружине при полностью открытом клапане:

< (6.14)

где: -допустимое значение касательного напряжения;

- коэффициент учитывающий неравномерное

распределение напряжений по сечению витка;

- диаметр проволоки наружной пружины;

диаметр пружины,

. (6.15)

Минимальное касательное напряжение:

< (6.16)

Амплитуда напряжений:

 (6.17)

Среднее напряжение:

(6.18)

Запас прочности:

(6.19)

где - предел выносливости пружинных сталей;

(Зависит от предельной температуры).

Число рабочих витков пружины:

(6.20)

где: см - уменьшение длины пружины при полностью открытом клапане, см.

- модуль упругости второго рода.

Полное число витков пружины:

(6.21)

Определяем частоту собственных колебаний:

 (6.22)

Отношение частоты собственных колебаний к частоте вращения

распределительного вала

. (6.23)