Проектирование двигателя внутреннего сгорания

1/К — коэффициент линейного расширения материала поршневого кольца и гильзы цилиндра;

Тк, Тцтемпературы соответственно кольца и цилиндра в рабочем состоянии. При жидкостном охлаждении Тк=475…

575 К, Тц=385…

390 К, при воздушном охлаждении Тк=525…

725 К, Тц=445…

465 К;Т0 = 290 К — температура окружающей среды. Тогда напряжения изгиба в рабочем положениипри надевании кольца на поршень:.Монтажный зазор:.

5.4 Расчет деталей шатунной группы.

Расчетная суммарная сила инерции в ВМТ в конце такта выпуска, МПа, где= (0,06…0,09)=24 — конструктивная масса верхней головки шатуна, расположенной выше сечения I — I, кг/м2; здесь — конструктивная масса шатуна, принятая в динамическом расчете, кг/м2.Максимальное напряжение разрыва в сечении I-I, МПа, где = 0,0007 — площадь расчетного сечения I-I, м2; здесьdвг и dр — соответственно наружный диаметр верхней головки шатуна и диаметр расточки под втулку, м,[p] =20…50 МПа.МПа.Рисунок 4.3 К расчету деталей шатунной группы.

Стержень шатуна проверяем в сечении II — II на сжатие с учетом продольного изгиба под действием суммарных сил (газовых и инерционных) на режиме максимального крутящего момента, МН, где — давление газов в момент вспышки на режиме максимального крутящего момента, МПа; - площадь днища поршня, м2; - конструктивная масса возвратно-поступательно движущихся частей КШМ, принятая в динамическом расчете, кг/м2;Нормальное напряжение сжатия с учетом продольного изгиба в плоскости качания шатунагде.

Кх — коэффициент, учитывающий увеличение нормальных напряжений сжатия за счет продольного изгиба в плоскости качания шатуна:, где — предел упругости материала шатуна, МПа;Е = 2…2,2105 — модуль упругости материала шатуна, МПа;

— длина шатуна, м; - момент инерции сечения II -II относительно оси х — х, м4, Площадь сечения II — II, м2. Нормальное напряжение сжатия с учетом продольного изгиба в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна, где []= (100…

200) — допускаемое напряжение сжатия, Мпа;Осевой момент инерции сечения II — II относительно оси у — у, м4:.Коэффициент, учитывающий увеличение нормальных напряжений за счет продольного изгиба в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

Нормальное напряжение сжатия с учетом продольного изгиба в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

5.5 Расчет крышки нижней головки шатуна.

Опасным для крышки шатуна является сечение III — III, которая работает на поперечный изгиб под действием силы инерции возвратно-поступательно движущихся и вращающихся масс поршневой и шатунной групп. Расчетным режимом является холостой ход. Расчетная суммарная сила инерции, где — конструктивная масса возвратно-поступательно движущихся деталей, принятая в динамическом расчете, кг/м2;

— конструктивная масса шатуна, отнесенная к кривошипу, принятая в динамическом расчете, кг/м2.Расчетное напряжение поперечного изгиба, МПа,, где — расстояние между осями шатунных болтов, м;

— площадь среднего сечения III — III нижней крышки с учетом толщины вкладыша, м2 ;

— момент сопротивления среднего сечения III — III нижней крышки, м3 ;, где — ширина нижней крышки, м;

— радиальная толщина крышки (без учета ребер), м.Тогда.

Напряжения не превышают допустимых значений.

5.6 Расчетшатунных болтов.

Диаметр резьбы шатунных болтов предварительно принимаем:, где — диаметр цилиндра. Назначаем болт М12×1,5.Усилие предварительной затяжки шатунного болта, МН, где — суммарная сила инерции возвратно-поступательно движущихся и вращающихся масс поршневой и шатунной групп, определенная при расчете крышки нижней головки шатуна. Принимаем Расчетная максимальная сила, нагружающая шатунный болт, МН, где=(0,15…0,25) — коэффициент основной нагрузки резьбового соединения. Максимальные, минимальные, средние напряжения и амплитуда цикла вМПа определяются по следующим формулам,, где — площадь минимального сечения шатунного болта м2. Предварительно назначаем материал шпилек — Сталь 40ХН: В = 1000…1450 МПа, -1 =320…420 МПа, a =0,16, т= 800…1300 МПа. Здесь a — коэффициент приведения данного цикла к равно опасному симметричному; -1 — предел усталости материала при симметричном цикле, МПа; т — предел текучести материала, МПа. Определим, в какой области диаграммы усталостной прочности лежит данный цикл. Так как условие проверки на выносливость, где и, не соблюдается, то запас прочности подсчитываем по пределу текучести:.Таким образом, условие прочности соблюдается.

5.7 Расчет коленчатого вала4.

7.1 Расчет шеек коленчатого вала на износостойкость.

Для определения износостойкости шеек коленчатого вала определяются максимальные и средние давления на опорную поверхность шатунных шеек, где — максимальное значение относительной результирующей силы, действующей на шатунную шейку, МПа; - среднее значение относительной результирующей силы, действующей на шатунную шейку, МПа; - диаметр и рабочая ширина вкладыша шатунной шейки, м. и определяются из развернутой диаграммы нагрузок на шатунную шейку (см. динамический расчет).Допустимые максимальные и средние давления на шатунные шейки, = (20…42) МПа, = (6…15) МПа — для дизелей. Полученные расчетом значения не превышают допустимые.

4.7. 2 Расчет коленчатого вала на прочность.

Расчет конструктивных элементов коленвала проводим для двух наиболее опасных положений кривошипа (рисунок 4.4).Первое положение: колено кривошипа находится в ВМТ. При этом передается максимальное значение силы по шатуну на кривошип. Значение расчетной силы выбирается как наибольшее из двух случаев.

а) При угле поворота кривошипа = 0° п.к.в., МН, где, — соответственно масса возвратно-поступательно движущихся частей, масса шатуна, приведенная к кривошипу и масса колена вала, принятые в динамическом расчете и отнесенные к площади поршня, кг/м2.Рисунок 4.4 Расчет коленвала.

Рисунок 4.5 Расчетные положенияб) При угле поворота кривошипа = 360° п.к.в., МН,.Пинимаем для расчета значение 0,099 МН. Второе положение: колено расположено под углом Тmax, при котором имеется максимальное значение тангенциальной силы, действующей на кривошип, МН, где — максимальная относительная сила, полученная в динамическом расчете, МПа; - относительная радиальная сила, соответствующая, МПа. Суммарная сила, действующая на шатунную шейку, МН, определится следующим образом:.

1) Первое положение коленчатого вала (рис. 4а)1.1) Шатунная шейка.

Поперечный изгиб шатунной шейки силой Р:;.

1.2) Щека а) Поперечный изгиб щеки в плоскости колена от силы Р;; .б) Сжатие щеки от силы Р ;.в) Результирующие напряжения в щеке от изгиба и сжатия, МПа. В этих формулах — изгибающий момент, МНм;

— момент сопротивления сечения изгибу, м3; - площадь сечения, м2;lрасстояние между серединами соседних коренных шеек коленчатого вала, м;с — расстояние между серединами коренной шейки и узкой стороны щеки кривошипа, м;b — ширина щеки кривошипа, м;hтолщина щеки кривошипа, м;

— диаметр шатунной шейки, м.2) Второе положение коленчатого вала.

2.1) Шатунная шейкаа) Поперечный изгиб шатунной шейки от силы Р;.б) Скручивание шатунной шейки моментом от реакции левого подшипника от силы Т. в) Результирующее напряжение в шатунной шейке от изгиба и скручивания, МПа. В этих формулах — скручивающий момент, МНм; - момент сопротивления сечения кручению, м3; - расчетное напряжение кручения, МПа. Левая щека (опасное сечение, А — А) а) Поперечный изгиб щеки в плоскости вращения колена от реакции левой опоры от силы Т. Напряжения изгиба на узкой стороне щеки; .б) Поперечный изгиб щеки в плоскости расположения колена от реакции левой опоры от силы Z. Напряжения изгиба на широкой стороне щеки; .в) Скручивание щеки реакцией левой опоры от силы Т. Напряжения кручения на узкой и широкой сторонах:

для узкой стороны щеки:.

для широкой стороны щеки:; .г) Результирующие напряжения в левой щеке.

Сумма нормальных напряжений в наиболее нагруженных ребрах, МПа,.Результирующие напряжения от изгиба и кручения в середине узкой стороны щеки, МПа, Результирующие напряжения от изгиба и кручения в середине широкой стороны щеки, МПа,.Условие прочности коленвала проектируемого двигателя соблюдается, т.к. полученные напряжения меньше допустимых для стали, которые можно принять[]= (100…120)МПа для стали.

6 Расчет механизма газораспределения6.

1 Определение проходных сечений ГРМПроходное сечение в седле впускного клапана, м2, определятся следующим образом, где — средняя скорость поршня, м/с, гдеnN — частота вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности, об/мин;Fп — площадь днища поршня, м2;iкл — число впускных клапанов в одном цилиндре;

вп-допускаемая средняя скорость потока в седле клапана при впуске:

вп = 55…70 м/с — дизели. Проходное сечение горловины не должно ограничивать пропускную способность клапана:.Диаметр горловины впускного клапана, м,.Диаметр горловины выпускного клапана на 10…20% меньше диаметра горловины впускного клапана. Максимальный подъем клапана, м, определяется по площади проходного сечения клапана:

где — угол наклона фаски клапана Максимальный подъем толкателя определяется исходя из конструкции механизма газораспределения, где hкл — максимальный подъем толкателя, lт, lкл — плечи рычага, соответственно обращенные к толкателю и клапану. Рисунок 5.1 Схема клапанного узла6.

2 Профилирование кулачка ГРМРадиус начальной окружности кулачка выбирается исходя из достаточной жесткости механизма:.Половинное значение угла действия кулачка зависит от фаз газораспределения, где — угол опережения открытия клапана, принимаем 16º. — угол запаздывания закрытия клапана, принимаем 18º.Данные значения углов выбраны по прототипу — дизель Д-260.Параметры двухрадиусного кулачка.

Рисунок 5.2 Схема профиля кулачка.

Малый радиус дуги носка кулачка выбирается из технологических соображений: 1,5 мм. Большой радиус боковой поверхности кулачка, мм, где .

6.3 Расчет клапанной пружины.

Для нормальногофункционирования пружины необходимо выполнение следующих условий:

1) максимальная сила пружины Рmax должна быть больше сил инерции движущихся частей механизма газораспределения в конце подъема клапана Pj2 max, чтобы не допустить отрыва толкателя от кулачка: Pmax > Pj2 max;2) сила предварительной затяжки пружины Рпр должна быть больше максимальной силы от разряжения газов при впуске Рвп, чтобы не допустить самопроизвольного открытия выпускного клапана в процессе впуска: Рпр> Рвп.

5.3.

1. Определение параметров клапанной пружины.

Максимальное усилие пружины, МН,, где, где — максимальная частота вращения коленчатого вала на режиме холостого хода;

— частота вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности. Сила инерции движущихся частей клапанного механизма, МН, в конце подъема клапана определяется по формуле, где — масса движущихся деталей клапанного механизма, кг, где — масса движущихся деталей клапанного механизма, отнесенная к площади горловины впускного клапана. Значение ускорения толкателя в конце подъема клапана для выбранного профиля кулачка (гармонический кулачок):Здесь к — угловая скорость вращения распределительного вала на режиме максимальной мощности, рад/с. Для четырехтактных двигателей, где N- угловая скорость вращения коленчатого вала на режиме максимальной мощности. Максимальная деформация пружины, м, назначается, исходя из стремления получить минимальные массу и габариты последней, где hкл — максимальный подъем клапана, м. Жесткость пружины, МН/м, .Усилие предварительной затяжки пружины, МН,.

5.3.

2. Конструирование пружины.

Средний диаметр пружины, мм, где — диаметр горловины впускного клапана. Диаметр проволоки пружины, м, определяем по следующей формуле, где [] = 350…600 МПа, — допускаемое касательное напряжение в витке пружины;= 1,2 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по сечению витка пружины. В последнюю формулу усилие следует подставлять в МПа, а диаметр — в метрах. Принимаем диаметр пружины 2,8 мм. Число рабочих витков пружины, где G= (0,8…0,9)105 — модуль упругости второго рода для легированных сталей, МПа;Pmax — максимальное усилие пружины, МН. Полное число витков пружины. Шаг навивки пружины должен обеспечить минимально допустимый зазор (min = 0,3 мм) при полностью сжатой пружине:.Длина полностью сжатой пружины. Длина пружины при полностью закрытом клапане, где hкл- максимальный подъем клапана.

Заключение

.

В данном проекте была предложена конструкция дизельного двигателя внутреннего сгорания. Были приняты исходные данные, проведен тепловой и динамический расчет. Разработаны его индикаторная диаграмма, диаграммы действующих в механизмах сил. Были проведены конструктивные расчеты основных элементов и механизмов предложенного двигателя. На основе полученных данных был разработан чертеж. а именно — общий вид поперечного разреза спроектированного дизеля. Список использованной литературы.

Колчин А. И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие / А. И. Колчин, В. П. Демидов. М.: Высшая школа, 2002. 496 с. Двигатели внутреннего сгорания: учебник в 3 кн.

Кн. 1. Теория рабочих процессов / В. Н. Луканин, К. А. Морозов, А. С. Хачиян и др.; под ред. В. Н. Луканина. М.: Высшая школа, 2005. 479 с. Двигатели внутреннего сгорания: учебник в 3 кн. Кн.

2. Динамика и конструирование / В. Н. Луканин, И. В. Алексеев, М. Г. Шатров и др.; под ред. В. Н. Луканина, М. Г. Шатрова. М.: Высшая школа, 2005. 400 с. Автомобильные двигатели / В. М. Архангельский, М. М. Вихерт, А. Н. Воинов и др.; под ред.М. С. Ховаха. М.: Машиностроение, 1977.

591 с.