Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Институт транспорта
Кафедра « Эксплуатация и обслуживание
транспортных и технологических машин»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
«РАСЧЕТ ТЕПЛОВОГО ДВИГАТЕЛЯ»
Выполнили:
студенты гр. ОТС-06-1
Д.В. Григорьев
И.Я. Тимканова
Д.А. Королев
Ф.Р. Акбердеева
Г.Р. Лукманова
Проверил:
к.т.н., доцент Г.В. Штайн
Тюмень 2009 г.
Тема курсовой работы утверждена распоряжением директора
института транспорта № от _________________
Состав К. Б. и распределение обязанностей
|
Фамилия И.О. |
Должность |
Ответственный за раздел |
|
Григорьев Д.В. |
Руководитель К.Б. |
Все разделы |
|
Тимканова И.Я. |
Инженер-аналитик |
Аналитический обзор. Техническое задание. Конструктивные решения механизмов и деталей двигателя |
|
Королев Д.А. |
Инженер-программист |
Компьютерное обеспечение. САПР ДВС: Компас-3D. Математическое моделирование расчетов: оптимальный поиск решения |
|
Акбердеева Ф.Р. |
Инженер-расчетчик |
Тепловой, кинематический, динамический расчеты двигателя |
|
Лукманова Г.Р. |
Инженер-конструктор |
Эксплуатационные характеристики двигателя и их анализ. Расчет деталей на прочность, материалы, термообработка. Компоновка двигателя. Рабочие чертежи деталей |
ЗАДАНИЕ
На курсовую работу по учебной дисциплине
Конструкция и основы расчета энергетических установок ТТО
Студентам: Григорьеву Д.В., Королёву Д.А., Лукмановой Г.Р., Тимкановой И.Я., Акбердеевой Ф.Р.
выполнить расчет двигателя
по следующим данным
Бульдозер. Класс тяги – 100 кН
Содержание пояснительной записки
Содержание графической части
Дата выдачи задания_______________________________
Дата сдачи курсовой работы________________________
Руководитель_____________________________________
Бульдозер используется для разравнивания и перемещения грунта, а также предварительно разрыхленных скальных и мерзлых грунтов. С их помощью производят планировку строительных площадок, возведение насыпей, разработку выемок и котлованов, нарезку террас на косогорах, копание траншей под фундаменты и коммуникации, засыпку рвов, ям, траншей, котлованов и пазух фундаментов зданий, расчистку территорий от снега, камней, кустарника, строительного мусора. Бульдозеры широко используются в строительном производстве, что определяется простотой их конструкции, надежностью и экономичностью в эксплуатации, высокой производительностью, мобильностью и универсальностью.
В качестве аналогов современных бульдозеров нами было обращено внимание на бульдозер отечественного производства «ЧЕТРА Т15» и «Komatsu D85EX-15».
Технические характеристики бульдозера «ЧЕТРА Т15»:
двигатель – ЯМЗ-238 НД-4-1;
мощность двигателя (кВт/лс) – 175/238;
масса агрегата (кг) – 28020.
Технические характеристики бульдозера «Komatsu D85EX-15»:
двигатель – Komatsu SA6D125E-3;
мощность двигателя (кВт/лс) – 179/243;
масса агрегата (кг) – 21040.
Основная цель при выборе двигателя - максимальная надежность при минимальных эксплуатационных расходах.
В качестве прототипа нами был выбран двигатель ЯМЗ-238 НД-4-1 с номинальной мощностью 176,5/238 (кВт/Лс). Обоснование своего выбора начнем с обзора продукции Ярославского моторного завода.
Двигатели ЯМЗ – часть продукции, выпускаемой этим заводом. Они имеют огромный ассортимент, поэтому их устанавливают на самые разные виды техники. Среди этой техники автобусы и трактора, автомобили и комбайны. Для каждого вида нужен свой тип двигателя, с определенной мощностью и определенным объемом. А если учесть, что разновидностей тех же автобусов или автомобилей очень много, то двигатели ЯМЗ должны иметь очень большой ряд наименований. Это так и есть: моторный завод справляется с поставленной задачей и продукция этого предприятия известна далеко за пределами Ярославской области. Помимо двигателей Ярославский моторный завод выпускает еще и запчасти к ним, которые также пользуются неизменным спросом.
В настоящее время, осваивается и производится ряд высококачественных агрегатов, которые полностью соответствуют и сертифицируются по международным нормативным положениям ЕиКО-1. Среди которых, можно отметить, такие двигатели как, ЯМЗ-236, ЯМЗ-238, ЯМЗ-240, ЯМЗ-850, ЯМЗ-7511 и многие другие, входящие в это семейство узлов и механизмов.
Рассмотрим характеристики и области применений некоторых наиболее популярных моделей агрегатов:
Двигатель ЯМЗ-236 - представляет собой, шестицилиндровый мотор, имеющий два типа исполнения с и без турбонаддува и стандартный типоразмер 140×130 мм, рабочий объем 11,15 литра. Агрегат исполнен с V-образным расположением цилиндров, прямым впрыском топлива и жидкостным охлаждением. Используется в автомобилях и автобусах («ЛАЗ», «ЛиАЗ», «ЗИЛ», «МАЗ», «Урал»), в строительной технике (ЭО, ЕТ, ДУ, А120 и прочее), а также в сельхоз машинах («ХТЗ», «ЛТЗ», «Дон», «Енисей», «Простор»);
Двигатель ЯМЗ-238 - изготовлен в виде V-образного восьмицилиндрового двигателя с объемом 14,86 л и общепринятым типоразмером 130×140 мм. Может быть исполнен как с турбонаддувом, так и без него, при этом имеет непосредственный впрыск топлива и жидкостное охлаждение, предназначен для оснащения техники с большим потреблением мощности, чем двигатель ЯМЗ-236, а также в катерах речного и морского судоходства. Ресурс 238 ЯМЗ > 5000 м/ч - наибольший среди российских аналогов.
Применяемость данного двигателя на различной спецтехнике в РФ обеспечивает практически 100% ремонтопригодность в любых условиях;
Двигатель ЯМЗ-240 - двенадцатицилиндровый V-образный двигатель (130×140 мм) с рабочим объемом 22,3л, непосредственным впрыском топлива и жидкостным охлаждением. Предназначен для оснащения карьерных БелАЗов с грузоподъемностью 30 – 42т.;
Двигатель ЯМЗ-850 - представляет собой, агрегат с размерностью 140×140 мм, объемом 25,86л и V-образно расположенными 12-ю цилиндрами. При этом имеет непосредственный впрыск топлива, жидкостное охлаждение и турбонаддув. Широкое применение получил при оснащении карьерных самосвалов БелАЗ с грузоподъемностью 70 – 95т, в колесных тягачах КЗКТ и МЗКТ, в колесных и гусеничных бульдозерах, а также в других видах погрузочной и строительной техники, где требуется большая мощность дизельного мотора;
Особое внимание следует обратить на двигатель ЯМЗ-650.
ЯМЗ-650 – новое семейство тяжелых рядных дизельных двигателей «Группы ГАЗ». Его прототипом стал двигатель DCi11 компании «Renault Trucks», лицензию и права на доработку которого «Группа ГАЗ» приобрела в 2006 году. Серийный выпуск нового двигателя, который получил название ЯМЗ-650, начался на ОАО «Автодизель» осенью 2007 года из комплектующих мировых производителей.
Двигатели семейства ЯМЗ-650 отличаются современной конструкцией, высоким качеством сборки и комплектующих, что обеспечивает их гарантированный ресурс на уровне 1 млн. километров. Экономическая эффективность использования этих моторов повышается благодаря топливной экономичности, достигнутой одновременно со значительным – свыше 300 кг - снижением массы по сравнению с применяющимися в настоящее время двигателями.
В базовый французский двигатель был внесён ряд конструктивных изменений. Это, прежде всего, внедрение системы топливоподачи Common Rail System 2, производства “Robert Bosch”. Работа системы основана на подаче топлива к форсункам от общего аккумулятора высокого давления – топливной рампы (Common Rail в переводе общая рампа). Применение данной системы позволяет достигнуть снижения расхода топлива, токсичности отработавших газов, уровня шума дизеля. Благодаря высокой точности электронного управления и высокому давлению впрыска, сгорание топлива в цилиндре двигателя происходит с максимальной отдачей, что соответствует оптимальной работе двигателя. И на каждом из режимов работы двигателя достигаются оптимальные результаты.
Потребительские характеристики нового ЯМЗ-650 выгодно отличают его от всех серийно выпускаемых в России дизелей аналогичного мощностного диапазона.
Технические характеристики двигателей ЯМЗ-238 НД-4-1 (прототип), проектируемый, ЯМЗ-650:
|
Прототип (ЯМЗ-238 НД-4-1) |
Проектируемый |
ЯМЗ- 650 |
|
|
Мощность ДВС(кВт) |
176,50 |
177,95 |
303 |
|
Номинальная частота вращения коленчатого вала(об/мин) |
2100 |
1900 |
1900 |
|
Тип двигателя |
дизельный |
||
|
Число и расположение цилиндров |
V8 |
Р6 |
|
|
Размерность S*D |
140*130 |
123*132 |
156*123 |
|
Тип камеры камеры сгорания |
неразделенная |
||
|
Число одноименных клапанов и их привод |
8 |
12 |
|
|
Тип охлаждения ДВС |
жидкостное |
||
|
Наличие наддува |
с наддувом |
||
|
Степень сжатия ДВС |
16,5 |
15,88 |
16,4 |
|
Рабочий объем цилиндров Vh(л) |
14,86 |
12,48 |
11,12 |
|
Литровая мощность |
11,88 |
14,26 |
27,25 |
|
Экологические показатели |
Евро-2 |
Евро-4 |
Евро-3 |
|
Эффективный удельный расход топлива(г/кВТ*ч) |
238 |
233,68 |
193 |
Безусловно, двигатель ЯМЗ-650 является наиболее привлекательным при выборе прототипа. Однако, учитывая требуемую мощность для нашего двигателя – 177,95 кВт, а также «опыт» работы двигателя ЯМЗ-238 НД-4-1 на бульдозере ЧЕТРА Т15, в качестве прототипа нами был выбран именно этот двигатель.
В результате теплового расчета мы получили двигатель ЯМЗ – 238 (проектируемый), применив конструктивные изменения двигателя ЯМЗ – 238 НД-4-1 (прототип). Вследствие этого из табл. 1 можно сделать вывод, что в двигателе изменился ряд характеристик (номинальная мощность, номинальная частота вращения, размерность S*D, степень сжатия и т. д.) стал менее объемным (уменьшились значения диаметра цилиндра, рабочего объема цилиндров). При этом повысилась топливная экономичность. Значит, двигатель стал более экономичным.
а) Задаемся значениями: Т0; р0; Тr; рr; Т; r; ра.
Температура То и давление ро окружающей среды принимаются в соответствии со стандартными атмосферными условиями: То=273+25=298 К; ро=0,1 Мпа.
Температура Тr и давление рr остаточных газов зависят от частоты вращения и нагрузки двигателя, сопротивления выпускного тракта, способа наддува.
pr = 0,9рк = 0,9 * 0,17 = 0,157 МПа
давление наддувочного воздуха:
рк = 1,7р0 = 1,7·0,1 = 0,17 МПа
Температуру остаточных газов (Тr) принимаем 750К.
Температуру подогрева свежего заряда (ΔТ) принимаем 5 град.
Давление в конце впуска (ра ) принимаем из следующего соотношения:
ра=рк- ра = 0,1744 - 0,0105=0,1639 МПа
Потери давления (ра) за счет сопротивления впускного тракта:
ра =0,06· рк = 0,06·0,1744=0,0105 МПа
б) Определяем величины: r (коэффициент остаточных газов), (температура конца наполнения) и (коффициент наполнения) по следующим формулам:
=
Температура воздуха за компрессором:
=
где - показатель политропы сжатия в компрессоре, принимается 1,7.
в) В зависимости от принятого значения коэффициента избытка воздуха (=1,8) определяем массу свежего заряда, введенного в цилиндры двигателя (ориентировочно):
М1 = lо / 29 кмоль
lo = 14,5 кг. воздуха / кг. топлива – для дизеля;
Масса воздуха в кмолях: Lo =lo/29. (29 –масса 1 кмоль воздуха).
М1=1,8·14,5/29=0,9 кмоль
2.2. Процесс сжатия
Определяем параметры процесса сжатия: n1; рс; Тс, .
а) Показатель политропы сжатия определяем из соотношения:
n1 = 1,41 – 100/nн =1,41-100/1900=1,3574
б) Давление конца сжатия:
= 0,1639·15,881,3574 = 6,9949МПа
в) Температура конца сжатия:
387,42·15,881,3574-1 = 1040,8К
г) Масса рабочей смеси в конце сжатия :
= 0,9·(1+0,0321) = 0,9289кмоль
д) Теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия:
Сvc=20,16+1,7410-3Тс = 20,16+1,74·10-3·1040,8=20,162 кДж/(кмоль.град)
2.3. Процесс сгорания
а) Определяем массу продуктов сгорания в цилиндрах двигателя:
+М1 r ,
б) Определяем температуру газов в цилиндре в конце процесса сгорания из уравнения:
,
Сz – теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении:
-коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в ходе сгорания
==
- коэффициент использования теплоты в ходе сгорания, принимаем равным 0,9.
Нн- низшая теплотворная способность топлива:
для дизтоплива -
Степень повышения давления –λ принимаем равным 1,8.
Уравнения сгорания после подстановки соответствующих значений решается как квадратное уравнение:
А Тz2 + В Тz + C =0,
Tz =
совместно решаем два полученных уравнения и вычисляем Tz
Tz=2206 K
в) Определяем максимальное давление газов в цилиндре:
рz = рc =1,8·6,9949=12,59 МПа
2.4. Процесс расширения
Определяем параметры процесса расширения: n2; рb; Тb.
а) Показатель политропы расширения определяем из соотношения:
n2 = 1,22 + 130/nн =1,22+130/1900=1,2884.
б) Давление и температура конца расширения:
=МПа.
=К
где - степень последующего расширения,- степень предварительного расширения. .
Полученные значения соответствуют предельным значения параметров процессов цикла.
а) Определяем среднее индикаторное давление (теоретическое) газов:
б) Среднее индикаторное давление (действительное) газов:
в) индикаторный КПД цикла:
=
г) индикаторный удельный расход топлива:
а) Определяем среднее давление механических потерь:
=0,105+0,012·8=0,201 МПа,
принимаем среднюю скорость поршня сп=8 м/с
б) среднее эффективное давление газов:
=1,1017 - 0,201=0,9007 МПа
в) механический КПД двигателя:
г) эффективный КПД двигателя:
=
д) удельный эффективный расход топлива:
.
Полученные эффективные показатели двигателя соответствуют предельным значениям.
а) Определяем рабочий объем одного цилиндра по заданным значениям мощности, частоты вращения и расчетному значению среднего эффективного давления газов (ре):
л
б) Принимаем отношение хода (S) поршня к диаметру (D) равным 1,077 и определяем:
мм
S = (S/D) D=1,0769мм.
Результаты теплового расчета сводим в таблицу и проводим анализ с точки зрения соответствия показателей рассчитываемого двигателя показателям прототипа.
Характеристика двигателей
|
Модель двигателя |
Ре кВт |
nн |
D мм |
S мм |
Vл Л |
Рл |
bе |
||
|
Прототип ЯМЗ-238 |
176,5 |
2100 |
16,5 |
130 |
140 |
1,077 |
14,86 |
11,88 |
238,00 |
|
Проектир. |
177,95 |
1900 |
15,88 |
123 |
132 |
1,077 |
12,48 |
14,26 |
233,68 |
При построении диаграммы рекомендуются выбирать следующие масштабы: МS=S:АБ = 1 (S-ход поршня по результатам расчета двигателя, мм:мм); Мр = 0,1 МПа:мм
Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:
AB=S/Ms=132/1 = 132 мм.
Максимальная высота диаграммы (точка г) pz/Mp =106,3 мм.
Ординаты характерных точек:
pа/Mp =0,1639/0,1= 1,639 мм;
рс/Мр= 6,9949/0,1=69,949 мм;
рb/Мр=0,4407/0,1= 4,407 мм;
рг/Мр =0,157/0,1= 1,57 мм;
рк/Мр=0,1744/0,1=1,744 мм.
Для построения политропы сжатия и расширения необходимо рабочий объем Vh разделить на интервалы и определить соответствующие величины давлений рх, заменив отношение объемов отношением отрезков в мм по уравнениям:
для процесса сжатия
для процесса расширения
Таблица 1
|
S, мм |
Процесс сжатия |
Процесс расширения |
|
8,877118 |
12,59078 |
12,59078 |
|
10,14268 |
5,837337 |
12,59078 |
|
13,87727 |
3,814232 |
8,739784 |
|
19,89937 |
2,338467 |
5,493099 |
|
27,92173 |
1,476584 |
3,550479 |
|
37,57268 |
0,986854 |
2,421982 |
|
48,42289 |
0,699359 |
1,746685 |
|
Продолжение таблицы 1 |
||
|
60,01477 |
0,522617 |
1,32472 |
|
71,89183 |
0,409012 |
1,049746 |
|
83,62515 |
0,333131 |
0,863953 |
|
94,83458 |
0,280842 |
0,73469 |
|
105,2032 |
0,243948 |
0,642754 |
|
114,4839 |
0,2175 |
0,576421 |
|
122,4991 |
0,198413 |
0,528293 |
|
129,1331 |
0,184705 |
0,493588 |
|
134,3204 |
0,17509 |
0,469166 |
|
138,0314 |
0,168732 |
0,452978 |
|
140,2575 |
0,165107 |
0,443736 |
|
140,9991 |
0,163929 |
0,440731 |
Рис.1. Индикаторная диаграмма расчетного цикла дизеля
В основу определения энергетических и экономических показателей двигателя положены следующие эмпирические зависимости:
(3.0)
(3.1)
Численные значения коэффициентов в уравнениях (3.0) и (3.1) приведены в таблице 7
Таблица 2
Коэффициенты для построения регуляторной характеристики
|
Тип двигателя |
||||||
|
Дизель с неразделенной камерой сгорания |
0,7 |
1,3 |
1 |
1,55 |
1,55 |
1 |
Задаваться частотой вращения необходимо из расчета, чтобы отношение было кратным 0,1 т.е. =0,2; 0,3; 0,4…1,0.
Для дизеля строится регуляторная ветвь скоростной характеристики из условия, что на этом участке мощность, момент и часовой расход топлива изменяются по линейному закону. При работе на регуляторе частота вращения изменяется от до (максимальной частоты вращения на холостом ходу)
=(1+δ)nн=(1+0,07)*1900=2033 об/мин (3.2)
где - коэффициент неравномерности регулятора, принимается в пределах 0,07…0,08=0,07
Вращающий момент и часовой расход топлива подсчитываются по формулам:
кНм, (3.3)
где - частота вращения коленчатого вала в , -мощность в кВт.
(3.4)
Результаты расчетов приведены в таблице 5 и по результатам расчетов построена внешняя регуляторная характеристика двигателя:
Таблица 3
Результаты для построения регуляторной характеристики
|
Показатели |
Размерн. |
n380 |
n570 |
n760 |
n950 |
n1140 |
n1330 |
n1520 |
n1710 |
n1900 |
n2033 |
|
КВт |
32,74 |
53,38 |
75,45 |
97,87 |
119,58 |
139,51 |
156,6 |
169,76 |
177,95 |
0 |
|
|
КНм |
0,823 |
0,894 |
0,948 |
0,984 |
1,002 |
1,002 |
0,984 |
0,948 |
0,894 |
0 |
|
|
299,11 |
274,57 |
254,71 |
239,52 |
229,00 |
223,16 |
221,99 |
225,50 |
233,08 |
242,186 |
||
|
9,793 |
14,658 |
19,218 |
23,443 |
27,385 |
31,135 |
34,764 |
38,283 |
41,584 |
166,33 |
Рис. 2. Регуляторная характеристика дизеля
По формуле (3.5) определяется коэффициент приспособляемости двигателя, который характеризуется запасом крутящего момента:
; (3.5)
5. Кинематический расчет двигателя
Целью кинематического расчета двигателя является определение ускорения поршня. Порядок расчета следующий.
Определяют по формулам перемещение, скорость и ускорение поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала (с интервалом 30о), значение принимаем равным 0,263.
(4.0)
(4.1)
(4.2)
Угловая скорость вращения коленчатого вала:
ω = πn/30 (4.3)
ω = 3,14 · 1900/ 30 = 198,87рад / с
Полученные значения кинематических параметров приведены в таблице
Таблица 4
Кинематические параметры двигателя
|
угол |
S, мм |
Сп , |
|
|
0 |
0 |
0 |
2897,0456 |
|
10 |
0,0011111 |
2,52166551 |
2825,8166 |
|
20 |
0,00439 |
4,91990355 |
2617,5766 |
|
30 |
0,0096773 |
7,08068262 |
2288,105 |
|
40 |
0,0167207 |
8,90779683 |
1861,8941 |
|
50 |
0,025194 |
10,329474 |
1369,6583 |
|
60 |
0,0347203 |
11,3025172 |
845,25836 |
|
Продолжение таблицы 4 |
|||
|
70 |
0,0448976 |
11,8136173 |
322,39199 |
|
80 |
0,0553254 |
11,8777964 |
-168,5722 |
|
90 |
0,065627 |
11,5342667 |
-603,2644 |
|
100 |
0,0754686 |
10,8402741 |
-965,1941 |
|
110 |
0,084572 |
9,86371327 |
-1246,647 |
|
120 |
0,0927203 |
8,67541866 |
-1448,523 |
|
130 |
0,0997574 |
7,34204775 |
-1579,17 |
|
140 |
0,1055819 |
5,92037057 |
-1652,383 |
|
150 |
0,1101362 |
4,45358405 |
-1684,841 |
|
160 |
0,1133944 |
2,96999953 |
-1693,322 |
|
170 |
0,1153488 |
1,48414326 |
-1692,05 |
|
180 |
0,116 |
1,0415E-15 |
-1690,517 |
|
190 |
0,1153488 |
-1,4841433 |
-1692,05 |
|
200 |
0,1133944 |
-2,9699995 |
-1693,322 |
|
210 |
0,1101362 |
-4,453584 |
-1684,841 |
|
220 |
0,1055819 |
-5,9203706 |
-1652,383 |
|
230 |
0,0997574 |
-7,3420478 |
-1579,17 |
|
240 |
0,0927203 |
-8,6754187 |
-1448,523 |
|
250 |
0,084572 |
-9,8637133 |
-1246,647 |
|
260 |
0,0754686 |
-10,840274 |
-965,1941 |
|
270 |
0,065627 |
-11,534267 |
-603,2644 |
|
280 |
0,0553254 |
-11,877796 |
-168,5722 |
|
290 |
0,0448976 |
-11,813617 |
322,39199 |
|
300 |
0,0347203 |
-11,302517 |
845,25836 |
|
310 |
0,025194 |
-10,329474 |
1369,6583 |
|
320 |
0,0167207 |
-8,9077968 |
1861,8941 |
|
330 |
0,0096773 |
-7,0806826 |
2288,105 |
|
340 |
0,00439 |
-4,9199035 |
2617,5766 |
|
350 |
0,0011111 |
-2,5216655 |
2825,8166 |
|
360 |
0 |
-3,57E-15 |
2897,0456 |
По полученным значениям строят графики перемещения, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала:
Рис. 3. Диаграмма перемещения поршня.
Рис. 4. Диаграмма скорости поршня.
Рис. 5. Диаграмма ускорения поршня.
6. Динамический расчет двигателя
В ходе динамического расчета определяются силы и моменты, действующие на детали кривошипно-шатунного механизма (КШМ).
6.1 Построение развернутой диаграммы
Развернутую диаграмму давления газов строят в координатах рГ - оп.к.в., используя построенную индикаторную диаграмму действительного цикла в ходе теплового расчета двигателя. Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую выполняется графическим путем по методу .Ф.А. Брикса. На этой диаграмме наносят также давление от инерционных сил и давление от суммарных сил.
Рис. 6. Диаграмма давлений, приведенных к оси поршневого пальца:
-давление газов, -давление на поршень от инерционных сил,-суммарное давление на поршень.
Результаты расчетов давлений приведенные к оси поршневого пальца приведены ниже.
6.2 Определение сил инерции
Силу инерции, действующую на детали КШМ, движущихся поступательно определяют по формуле:
Fj = - mj jn; (5.0)
где mj – масса деталей КШМ, движущихся поступательно:
, (5.1)
- масса поршневой группы,
-масса шатуна, отнесенная к поршневому пальцу:
-масса шатуна,
jn – ускорение поршня, определяется по формуле (38).
Массы поршневой группы и шатуна при расчете двигателя можно ориентировочно принимать из таблицы 5.
Таблица 5.
Приближенные значения масс и размеров деталей кривошипно-шатунного механизма.
|
mп (кг) |
3,44 |
|
mш (кг) |
4,16 |
|
mшп (кг) |
3,44 |
|
mj (кг) |
4,59 |
Подставив данные таблицы 9 в формулы (41), (40), получим значения сил инерции которые приведены в таблице 10. Силы инерции делятся на 2 типа: суммарные и удельные. Суммарные силы (рис. 6) определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс, а удельные силы относятся к площади поршня.
Таблица 6.
Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (Fj )
|
градусы |
суммарные, кН |
|
0 |
-13284,26295 |
|
30 |
-10491,99506 |
|
60 |
-3875,891447 |
|
90 |
2766,240029 |
|
120 |
6642,131475 |
|
150 |
7725,755034 |
|
180 |
7751,782894 |
|
210 |
7725,755034 |
|
240 |
6642,131475 |
|
270 |
2766,240029 |
|
300 |
-3875,891447 |
|
330 |
-10491,99506 |
|
360 |
-13284,26295 |
Для получения значений инерционных сил действующих на поршень () необходимо силы инерции от возвратно-поступательно движущихся масс поделить на площадь поршня, формула (5,2), а для получения суммарных сил, необходимо сложить силы давления газов и инерционные силы действующие на поршень, формула (5,3):
(5.2)
(5.3)
Полученные значения (необходимые для построения графика (рис. 6)) приведены в таблице 7.
Таблица 7.
|
град. |
Pj, МПа |
j, м/с2 |
Pl, МПа |
Pг, МПа |
|
0 |
-1,12 |
2897,05 |
-0,96 |
0,16 |
|
30 |
-0,88 |
2288,10 |
-0,73 |
0,16 |
|
60 |
-0,33 |
845,26 |
-0,17 |
0,15 |
|
90 |
0,23 |
-603,26 |
0,39 |
0,15 |
|
120 |
0,56 |
-1448,52 |
0,71 |
0,15 |
|
150 |
0,65 |
-1684,84 |
0,80 |
0,15 |
|
180 |
0,65 |
-1690,52 |
0,82 |
0,16 |
|
210 |
0,65 |
-1684,84 |
0,83 |
0,18 |
|
240 |
0,56 |
-1448,52 |
0,78 |
0,22 |
|
270 |
0,23 |
-603,26 |
0,57 |
0,33 |
|
300 |
-0,33 |
845,26 |
0,37 |
0,70 |
|
330 |
-0,88 |
2288,10 |
1,45 |
2,34 |
|
360 |
-1,12 |
2897,05 |
4,72 |
11,19 |
|
390 |
-0,88 |
2288,10 |
4,66 |
5,54 |
|
420 |
-0,33 |
845,26 |
1,44 |
1,76 |
|
450 |
0,23 |
-603,26 |
1,10 |
0,87 |
|
480 |
0,56 |
-1448,52 |
1,14 |
0,58 |
|
510 |
0,65 |
-1684,84 |
1,12 |
0,47 |
|
540 |
0,65 |
-1690,52 |
1,10 |
0,44 |
|
570 |
0,65 |
-1684,84 |
1,05 |
0,40 |
|
600 |
0,56 |
-1448,52 |
0,91 |
0,35 |
|
630 |
0,23 |
-603,26 |
0,53 |
0,30 |
|
660 |
-0,33 |
845,26 |
-0,07 |
0,25 |
|
690 |
-0,88 |
2288,10 |
-0,68 |
0,20 |
|
720 |
-1,12 |
2897,05 |
-0,96 |
0,16 |
6.3 Определение суммарных сил действующих на поршень
Суммарную силу действующую на поршень определяют по формуле:
(5.4)
где численные значенияберутся из диаграммы, представленной на рис.7.
Затем определяют силы FN ; Fs ; Fк и F с интервалом 30о, оформляют их значения в табличной форме и строят развернутые диаграммы сил, действующих в КШМ двигателя.
Боковая сила, прижимающая поршень к цилиндру:
FN = F tg . (5.5)
Сила, действующая вдоль шатуна:
Fs=F /cos. (5.6)
Сила, направленная по радиусу кривошипа:
(5.7)
Тангенциальная сила, создающая вращающий момент на коленчатом валу:
(5.8)
Результаты расчетов суммарных сил приведены в таблице 13 и построены графики сил действующих на поршень.
Таблица 8.
Силы, действующие в КШМ двигателя.
|
φ, п.к.в |
Fсум.(кН) |
tg |
FN(кН) |
1/cosβ |
Fs(кН) |
cos(α+β)/cosβ |
Fк(кН) |
sin(α+β)/cosβ |
Ft(кН) |
|
0 |
-11,421 |
0 |
0 |
1 |
-11,421 |
1 |
-11,366 |
0 |
0 |
|
30 |
-8,6425 |
0,131 |
-1,1322 |
1,009 |
-8,7203 |
0,801 |
-6,89 |
0,615 |
-5,29 |
|
60 |
-2,0402 |
0,23 |
-0,4692 |
1,026 |
-2,0932 |
0,301 |
-0,611 |
0,983 |
-1,996 |
|
90 |
4,58814 |
0,267 |
1,22503 |
1,035 |
4,74873 |
-0,267 |
-1,219 |
1 |
4,566 |
|
120 |
8,45023 |
0,23 |
1,94355 |
1,026 |
8,66994 |
-0,699 |
-5,878 |
0,749 |
6,299 |
|
150 |
9,52005 |
0,131 |
1,24713 |
1,009 |
9,60573 |
-0,931 |
-8,821 |
0,387 |
3,666 |
|
180 |
9,6979 |
0 |
0 |
1 |
9,6979 |
-1 |
-9,651 |
0 |
0 |
|
210 |
9,80438 |
-0,131 |
-1,2844 |
1,009 |
9,89262 |
-0,931 |
-9,084 |
-0,387 |
-3,776 |
|
240 |
9,22424 |
-0,23 |
-2,1216 |
1,026 |
9,46407 |
-0,699 |
-6,417 |
-0,749 |
6,876 |
|
270 |
6,72108 |
-0,267 |
-1,7945 |
1,035 |
6,95632 |
-0,267 |
-1,786 |
-1 |
-6,689 |
|
300 |
4,4267 |
-0,23 |
-1,0181 |
1,026 |
4,5418 |
0,301 |
1,326 |
-0,983 |
-4,33 |
|
330 |
17,2696 |
-0,131 |
-2,2623 |
1,009 |
17,4251 |
0,801 |
13,767 |
-0,615 |
-10,57 |
|
360 |
119,582 |
0 |
0 |
1 |
119,582 |
1 |
55,78 |
0 |
0 |
|
390 |
55,2912 |
0,131 |
7,24315 |
1,009 |
55,7889 |
0,801 |
43,623 |
0,615 |
33,493 |
|
420 |
17,0417 |
0,23 |
3,9196 |
1,026 |
17,4848 |
0,301 |
5,05 |
0,983 |
16,495 |
|
450 |
13,1126 |
0,267 |
3,50107 |
1,035 |
13,5715 |
-0,267 |
-3,46 |
1 |
12,961 |
|
480 |
13,5451 |
0,23 |
3,11538 |
1,026 |
13,8973 |
-0,699 |
-9,381 |
0,749 |
10,052 |
|
510 |
13,3443 |
0,131 |
1,7481 |
1,009 |
13,4644 |
-0,931 |
-12,319 |
0,387 |
5,12 |
|
540 |
13,0298 |
0 |
0 |
1 |
13,0298 |
-1 |
-12,922 |
0 |
0 |
|
570 |
12,4347 |
-0,131 |
-1,6289 |
1,009 |
12,5466 |
-0,931 |
-11,486 |
-0,387 |
-4,774 |
|
600 |
10,7819 |
-0,23 |
-2,4798 |
1,026 |
11,0622 |
-0,699 |
-7479 |
-0,749 |
8,014 |
|
630 |
6,33691 |
-0,267 |
-1,692 |
1,035 |
6,5587 |
-0,267 |
-1,677 |
-1 |
-6,284 |
|
660 |
-0,8743 |
-0,23 |
0,2011 |
1,026 |
-0,8971 |
0,301 |
-0,266 |
-0,983 |
0,87 |
|
690 |
-8,0596 |
-0,131 |
1,0558 |
1,009 |
-8,1321 |
0,801 |
-66,431 |
-0,615 |
4,937 |
|
720 |
-11,421 |
0 |
0 |
1 |
-11,421 |
1 |
-11,366 |
0 |
0 |
Рис. 7. Силы действующие в КШМ двигателя.
6.4. Построение вращающего момента
Для построения кривой суммарного вращающего момента многоцилиндрового двигателя производят графическое суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками. Так как величины и характер изменения крутящих моментов по углу поворота коленчатого вала всех цилиндров двигателя одинаковые и отличаются лишь угловыми интервалами, равными угловым интервалам между вспышками в отдельных цилиндрах, то для подсчета суммарного крутящего момента двигателя достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра.
Тe = F r, (5.9)
где r – радиус кривошипа, r = S/2.
Для построения диаграммы суммарного вращающего момента многоцилиндрового двигателя следует произвести алгебраическое сложение тангенциальных сил каждого цилиндра с угловым сдвигом (i- число цилиндров). Разбивка по цилиндрам и результаты расчетов приведены в таблице 9.
Таблица 9.
Период изменения крутящего момента восьми тактного дизеля.
|
Угол |
Тe |
|
0 |
300,85578 |
|
30 |
2149,8901 |
|
60 |
2149,96 |
|
90 |
300, 85578 |
По результатам расчетов строится график суммарного вращающего момента для 8 цилиндрового дизеля.
Рис. 8 Суммарный крутящий момент
7. Компоновка двигателя
Под компоновкой двигателя понимается процесс определения и увязки размеров и взаимного расположения основных деталей и узлов двигателя.
Делаем разметку КШМ на поперечном разрезе двигателя.
Проводим под углом оси левого и правого цилиндров. В одном из цилиндров намечаем положение осей шатунной шейки и поршневого пальца при нахождении поршня этого цилиндра в ВМТ, а положение оси поршневого пальца другого цилиндра определяется засечкой на ось этого цилиндра из точки В дугой радиуса, равный длине его шатуна lш.
Угол развала блока цилиндров определяем из соотношения:
=k /2=2·90/2=90 град.
Где k-целое число
-угол между кривошипами
=720/i= 720/8=90 град.
i- число цилиндров в одном ряду блока
Определяющим параметром при расчете на прочность является толщина () днища поршня.
Приближенную проверку прочности днища поршня, как круглой пластинки, защемленной по краям и нагруженной равномерно распределенной нагрузкой, определяем по формуле:
, (61)
[40…60] МПа
где рz – максимальное давление газов в цилиндре, МПа.
=40…60 МПа - допускаемое напряжение изгиба
Юбка поршня проверяем по удельному давлению от максимальной боковой силы по формуле:
, (62)
МПа
где =0,5…1,0 МПа
Ню- высота юбки поршня
Ню = Н п– Н г =101,5-38,6=62,9 мм
Таблица 11
Относительные размеры деталей поршневой группы
|
Наименование размера |
Обозначение |
Значения |
Предел значений |
|
Высота поршня |
Нп |
101,5 |
(0,8…1,4)D |
|
Высота жарового пояса |
c |
15,2 |
(0,104…0,20)D |
|
Толщина днища |
24,0 |
(0,10…0,20)D |
|
|
Высота компрессионных колец |
hk |
3,3 |
(0,025…0,032)D |
|
Высота маслосъемных колец |
hm |
5,8 |
(0,045…0,050)D |
|
Ширина поршневых колец |
t |
5,5 |
(0,04…0,055)D |
|
Высота перемычки между канавками под поршневые кольца |
hм.к |
6,8 |
(0,040…0,065)D |
|
Высота головки поршня |
Нг |
38,6 |
(0,30…0,38)Нп |
|
Расстояние от нижней кромки юбки до оси поршневого пальца |
Н1 |
39,0 |
(0,38…0,50)Нп |
|
Толщина стенки юбки |
ю |
5,5 |
(0,028…0,05)D |
|
Диаметр бобышек |
db |
59,0 |
(0,4…0,6)D |
|
Наружный диаметр поршневого пальца |
dн.п |
35,0 |
(0,28…0,40)D |
|
Внутренний диаметр поршневого пальца |
dв.п |
26,4 |
(0,2…0,3)D |
|
Диаметр отверстия масляного канала |
dм.о. |
3 |
(0,30…0,50)hm |
|
Диаметр камеры сгорания |
dк.с. |
110,7 |
0,9D |
Расчет поршневого пальца
Проверяем удельное давление во втулке верхней головки шатуна:
, (63)
МПа
где F - суммарная сила, действующая на поршень,
lв.г.ш – длина верхней головки шатуна
Проверяем удельное давление в бобышках поршня:
, (64)
МПа
где lб – длина бобышки поршня:
мм
для дизелей - =32…40 МПа; =30…35 МПа;
Расчет поршневых колец.
Размеры кольца определеляем на основе нормативов, установленных ГОСТ на поршневые кольца.
а). Задаемся величиной D/t=20…25, определяющей упругость кольца (значения t принимаем из табл. 11).
D/t=123/5,5=22
б). Определяем зазор в замке кольца S0 при его установке в цилиндр из соотношения S0/t=2,5…4,0.
S0/t=3
в). Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра (для грушевидной эпюры давления), МПа:
МПа (65)
где Е – модуль упругости материала кольца (для чугуна Е=1,2105 МПа).
г). Строим эпюру радиальных давлений кольца на стенку цилиндра (рис.16) по рекомендациям ГОСТ, приведенных в табл. 12.
Таблица 12
Относительные радиальные давления для грушевидной эпюры
поршневого кольца
|
Угол град |
180 |
150 |
120 |
90 |
60 |
30 |
0 |
30 |
60 |
90 |
120 |
150 |
|
p/pср |
2,85 |
0,67 |
0,45 |
0,9 |
1,14 |
1,05 |
1,05 |
1,05 |
1,14 |
0,9 |
0,45 |
0,67 |
Рис.16. Эпюра давлений поршневого кольца на стенки цилиндра
7.1.2. Компоновка и расчет деталей шатунной группы
Таблица 13
Основные размеры деталей шатунной группы
|
Наименование размера |
Обозначение |
Предел значений |
Значения |
|
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна |
- |
0,263 |
|
|
Внутренний диаметр верхней головки шатуна |
dв |
(0,35…0,45)D |
49,2 |
|
Толщина втулки верхней головки шатуна |
вт |
(0,023…0,030)D |
3,3 |
|
Наружный диаметр верхней головки шатуна |
dг |
(0,42…0,60)D |
62,7 |
|
Длина верхней головки шатуна |
lв.г.ш |
(0,33…0,40)D |
45,5 |
|
Высота стержня шатуна у верхней головки |
Нв |
(0,28…0,34)D |
38,1 |
|
Высота стержня шатуна в средней части |
Нср |
(0,28…0,34)D |
38,1 |
|
Толщина стержня шатуна |
t |
(0,036…0,058)D |
5,0 |
|
Толщина шатунного вкладыша |
шв |
(0,024…0,036)D |
3,1 |
|
Толщина перемычки между отверстием под болт и вкладышем |
шв |
до 2 мм |
1,7 |
|
Толщина перемычки между отверстием под болт и наружной стенкой нижней головки шатуна |
шн |
2…3 мм |
2,2 |
|
Диаметр шатунных болтов |
dшб |
(0,117…0,140)D |
14,5 |
|
Толщина стенки нижней крышки шатуна |
aкш |
(0,09…0,14)D |
13,5 |
|
Ширина нижней головки шатуна |
агш |
(0,88…0,99)D |
120,5 |
|
Растояние между шатунными болтами |
lшб |
(0,8…0,84)D |
100,8 |
Расчет шатуна.
Шатун подвергается действию асимметричной нагрузки, в результате чего возникают напряжения сжатия, растяжения и изгиба. Верхняя головка шатуна подвергается воздействию от сил инерции и сил давления газов. При проверочном расчете верхней головки шатуна можно ограничиваться расчетом на растяжение.
(66)
МПа
где Fa.мах – максимальная сила инерции деталей поршневой группы, определенная по результатам динамического расчета;
lв.г.ш – длина верхней головки шатуна ;
вгш – толщина стенки головки:
мм
=(15…35) МПа
Расчет шатунных болтов.
Диаметр шатунных болтов принимается при проектировании (табл.13), а наружный диаметр головки болта принимается:
dгб=(1,3…1,5)d шб =1,3∙14,5=18,9мм
Расчет шатунных болтов сводится к определению напряжения растяжения на режиме максимальной частоты вращения с учетом их предварительной затяжки:
, (67)
МПа
где Fпр – сила предварительной затяжки болта: Fпр=0,7F a.мах =9298,98
- коэффициент, учитывающий податливость болта и крышки шатуна,
=0,2
fшб – минимальное сечение шатунного болта,
iб – число шатунных болтов.
=(120…250)МПа.
7.1.3. Компоновка и расчет цилиндра
На основании анализа преимуществ и недостатков различных конструктивных форм блока цилиндров и, исходя из назначения двигателя выбираем тип блока цилиндров (с мокрыми или сухими гильзами, без гильз).
Длина цилиндра (зеркала) находится по формуле:
Lц = S+Нп - н.в.=132+101,5-25=209мм (68)
где нв – нижний выбег( выход юбки поршня из цилиндра при нахождении его в НМТ).
Таблица 14
Основные размеры блока цилиндров и гильз современных автотракторных двигателей
|
Наименование размера
|
Обозначение |
Предел значений |
Значения |
|
Толщина стенки мокр. гильзы |
ст.г |
(0,055…0,070)D |
7,0 |
|
Диаметр посадочного пояса |
Dп |
(1,07…1,18)D |
134,0 |
|
Продолжение таблицы 14 |
|||
|
Диаметр бурта |
Dб |
(1,2…1,3)D |
153,7 |
|
Высота бурта |
hб |
(0,06…0,1)D |
9,8 |
|
Нижний выбег поршня |
2 |
15…30 мм |
25 |
|
Величина промежутка рубашки охлаждения |
b |
4…12 мм |
8 |
|
Толщина стенки мокрой гильзы в нижнем поясе |
1cт..г |
(0,035…0,06)D |
7,0 |
|
Разность между диаметрами посадочных поясов |
Dп-D1п |
2…4 мм |
4 |
Расчет цилиндра.
Расчетное напряжение разрыва стенки цилиндра (гильзы) по образующей от воздействия максимального давления газов определяем по формуле:
; (69)
МПа
допускаемые напряжения: =80…120МПа - стальные гильзы.
6.1.4 Компоновка коренных подшипников
Учитывая данные табл.15, выбирают диаметр коренной шейки dк и толщину вкладыша вк.
Таблица 15
Основные размеры коренных подшипников
|
Наименование размера |
Обозначение |
Предел значений |
Значения |
|
Диаметр коренной шейки |
dк |
(0,72…0,90)D |
92 |
|
Толщина вкладыша коренного подшипника |
вк |
(0,03…0,042)D |
4 |
|
Толщина перемычки между болтом крышки и вкладыш. |
2…5 мм |
4 |
|
|
Диаметр болтов крышки коренного подшипника |
dбк |
(0,12…0,15)D |
16 |
|
Толщина перемычки между болтом и наружн.стенкой крышки |
7…10 мм |
8 |
|
|
Высота сечения крышки коренного подшипника |
ак.к |
(0,5…0,9)dk |
64,6 |
|
Длина ввернутого в картер конца болта крышки |
hбк |
(2…2,7)dбк |
38,4 |
За основной размер в механизме газораспределения принимается диаметр горловины впускного патрубка dвп г.
мм, (70)
где Fг- проходное сечение в горловине:
Fг=(1,1…1,2)F кл =1,15∙995,76=1145,1 мм2
Fкл- проходное сечение клапан-седло:
= мм2, (71)
Сп.ср - средняя скорость поршня:
Сп.ср=S n/30=132∙, м/с,
iкл - число одноименных клапанов,
вп - скорость заряда на впуске:
вп=(50…120)м/с – принимается в зависимости от частоты вращения двигателя.
Диаметр горловины выпускного патрубка: dвыпг=(0,8…0,9)dвпг.
Размеры элементов клапанов определяем следующими соотношениями из табл.16
Таблица 16
Основные размеры элементов клапанов
|
Наименование размера |
Обозначение |
Предел значений |
Значения |
|
Диаметр горловины впускного патрубка |
dвпг |
(4Fг/Pi)1/2 |
19,0 |
|
Проходное сечение в горловине |
Fг |
(1,1…1,2)Fкл |
284,2 |
|
Диаметр горловины выпускного патрубка |
dвыпг |
(0,8…0,9)dвпг |
16,2 |
|
Внутренний диаметр головки впускного клапана |
dвпв |
dвпг |
19,0 |
|
Наружный диаметр головки впускного клапана |
dвпн |
(1,12…1,16)dвпг |
21,7 |
|
Внутренний диаметр головки выпускного клапана |
dвыпв |
(0,76…0,90)dвпв |
15,8 |
|
Наружный диаметр головки выпускного клапана |
dвыпн |
(0,79…0,92)dвпн |
18,4 |
|
Диаметр стержня клапана |
dс |
(0,25…0,40)dвпг |
6,7 |
|
Длина стержня клапана |
lс |
(2,5…3,5)dвпг |
57,1 |
|
Толщина головки у фаски |
г |
(0,08…0,12)dвпг |
1,9 |
|
Ширина фаски |
b |
(0,05…0,12)dвпг |
1,7 |
|
Высота подъема клапана |
hпmax |
(0,2…0,3)dвпг |
4,8 |
Этот этап является заключительной частью компоновки двигателя. На компоновочной схеме уже вычерчены цилиндр, рубашка охлаждения, головка блока, коренные подшипники, поршневая и шатунная группы, подшипники распределительного вала, детали клапанного механизма. Чтобы закончить отработку корпуса двигателя необходимо определить стенки картера (в последние годы освоено литье блоков с толщиной стенки 2,5…3,5 мм), нанести плоскость разъема картера с поддоном (желательно ниже оси коленчатого вала). Поддон или нижняя половина картера выполняется чаще всего штампованным из листовой стали толщиной 1,5…2мм. Размеры поддона определяются зоной движения деталей шатунной группы а также заправочной емкостью смазочной системы. Сверху механизм газораспределения закрывается крышкой. Необходимо отметить, что в процессе проектирования и компоновки используются соответствующие конструктивные элементы уже существующих двигателей, близких по типу и назначению. В качестве примера на рис.20. приведены компоновочные схемы рядного и V-образного двигателей, которые могут быть оформлены как сборочные чертежи при выполнении следующих требований:
соблюдается масштаб согласно ЕСКД,
обеспечивается возможность сборки-разборки механизмов двигателя,
указываются размеры, которые необходимо контролировать и выполнять,
указываются габаритные размеры,
указывается характер сопряжений деталей,
указываются номера позиций деталей и составляется спецификация по установленной форме, указывается техническая характеристика двигателя в табличной форме.
Поршень воспринимает давление газов, развивающееся в цилиндре при реализации в нем рабочего цикла, и через палец передает усилие на шатун.
К особенностям условий работы, влияющих на поршень, следует отнести большую скорость перемещения трущихся сопряжений при высоких удельных давлениях, ударные явления, сопровождающие перемещение поршня в пределах зазора между поршнем и цилиндром под действием боковой силы N, а также контакт с рабочим телом, содержащим коррозионно активные компоненты и имеющим высокую температуру.
Поршень воспринимает теплоту от рабочего тела, а также часть теплоты, выделяющейся в результате трения между элементами поршневой группы и цилиндра.
Износостойкость юбки поршня косвенно оценивается по удельному давлению qю, МПа, в сопряжении юбка – цилиндр. Оценка проводится на режиме номинальной мощности (Nеном, nном) по зависимости: qю = Nmax/(hю·D), где Nmax – максимальная величина боковой силы, МН; hю – высота юбки поршня, м. Для поршней дизелей qю = 0,7…1,2 МПа.
Для изготовления поршней автотракторных ДВС в настоящее время в основном используют алюминиевые сплавы, реже серый или ковкий чугун, а также композиционные материалы.
Для поршней современных автотракторных ДВС характерны следующие эксплуатационные дефекты:
Шатун шарнирно соединяет поршень с кривошипом коленчатого вала. Он воспринимает от поршня и передает коленчатому валу усилие давления газов при рабочем ходе, обеспечивает перемещение поршней при совершении вспомогательных тактов. Шатун работает в условиях значительных нагрузок, действующих по его продольной оси.
В процессе работы двигателя шатуны подвергаются интенсивным знакопеременным нагрузкам от газовых и инерционных сил и имеют повышенные до 100…120 °C рабочие температуры.
Поршневая головка шатуна нагружается циклической силой, а также давлением со стороны запрессованных в нее бронзовой втулки или поршневого пальца. В ВМТ при φ = 360° (начало такта расширения) имеет место максимальная сила, сжимающая стержень шатуна, а при положении поршня в ВМТ в начале такта впуска имеет место максимальная растягивающая сила.
Расчет верхней головки и стержня шатуна проводится на режиме номинальной мощности по внешней скоростной характеристике.
Расчет шатуна на прочность:
σр = Famax/(2·lвгш·δвгш) ≤ [σр], где [σр] = 15…35 МПа.
Для изготовления шатунов двигателей с искровым зажиганием применяются стали 45, 45Г2, 40Г, 40Х, 40ХН, 40Р; для дизелей – легированные стали с высоким пределом прочности 18Х2Н4МА, 18Х2Н4ВА, 40Х2Н2МА, 40ХН3А, 40Х2МА.
Изгиб стержня шатуна – основной эксплуатационный дефект.
Крышка нижней головки шатуна предназначена для образования в паре с шатуном кривошипной головки.
Крышка нижней головки шатуна работает в условиях переменных нагрузок, изменяющихся по величине в широких пределах в зависимости от режима работы двигателя.
При работе крышка нижней головки шатуна нагружается силами инерции поступательно движущихся и вращающихся масс (без учета массы самой крышки).
За расчетное принимается среднее сечение крышки, а за радиус кривизны расчетной балки – половина расстояния между осями болтов C/2.
Расчет крышки нижней головки шатуна:
σизг = , где Jш.кр и Jш.в – моменты инерции сечений шатунной крышки и вкладыша; Fш.кр и Fш.в – площади поперечных сечений шатунной крышки и вкладыша; W – момент сопротивления изгибу расчетного сечения шатунной крышки. Напряжения σизг находятся в пределах 100…150 МПа.
Для изготовления крышки нижней головки шатуна применяют материалы, аналогичные материалам, используемым для изготовления шатуна.
К неисправностям крышки нижней головки шатуна относят износ и задиры на рабочей поверхности крышки шатуна.
Шатунные болты предназначены для крепления крышки нижней головки шатуна.
Шатунные болты подвергаются нагрузкам от силы предварительной затяжки и сил инерции.
От напряжения кручения, возникающего при затяжке, болт разгружается путем обратного поворота гайки на небольшой угол.
Напряжение изгиба возникает из-за недостаточной жесткости кривошипной головки и непараллельности опорных поверхностей болта и гайки.
Расчет шатунных болтов на прочность:
σр = (Fпр+Famax·χ)/(fш.б.·iш.б.) ≤ [σmax], где Fпр – сила предварительной затяжки болта, Н; χ – коэффициент, учитывающий податливость болта и крышки шатуна; fш.б. – минимальное сечение шатунного болта, мм2; iб – число шатунных болтов; [σmax] = 120…250 МПа.
Болты выполняются из хромистых и хромоникельмолибденовых сталей 30Х, 35Х, 40Х, 45Х, 40ХНМА.
К неисправностям шатунных болтов относят износ или разрушение резьбы.
Впускной клапан предназначен для герметизации цилиндра при тактах сжатия и рабочего хода и соединения его с трубопроводом впускной системы при такте впуска в процессе газообмена.
Условия работы клапанов:
Впускной клапан подвергается воздействию циклически меняющихся высоких интенсивных механических и тепловых нагрузок. Средняя за цикл температура головки впускного клапана на наиболее напряженных режимах работы ДВС достигает 300…420 °С.
Для их изготовления используются стали 38ХС, 40ХН, 50ХН, 40ХН2МА, 40Х9С2, 40Х10С2М.
ЛИТЕРАТУРА