Проектирование автомобильного двигателя ВАЗ 2112

Продольный разрез 1.cdw

Лист графики.doc

Результаты теплового и динамического расчетов
Полярная диаграмма нагрузок на шатунные шейки двигателя
Индикаторная диаграмма двигателя Удельные силы действующие в КШМ
Условная диаграмма износа
шатунной шейки двигателя
Схема сил действующих в КШМ

Продольный разрез.cdw

Поперечный разрез.cdw

Zapiska_моя Ваз 2112.doc

Технический проект двигателя3
1.Расчёт цикла двигателя3
1.1. Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчёта3
1.2. Анализ вычисленных параметров6
2.Уравновешивание и динамический расчёт двигателя8
2.1. Исходные данные для динамического расчёта8
2.2. Приведение масс кривошипно-шатунного механизма10
2.5. Динамический расчёт двигателя10
3.Расчёт деталей двигателя на прочность10
3.1. Выбор расчётных режимов10
3.2. Поршневая группа11
3.2.1. Исходные данные11
3.2.2. Расчёт поршня12
3.2.3. Расчёт поршневого кольца14
3.2.4. Расчёт поршневого пальца14
3.3. Расчёт шатунной группы16
3.3.1. Исходные данные16
3.3.2. Поршневая головка шатуна17
3.3.3. Стержень шатуна19
3.3.4. Кривошипная головка21
3.3.5. Шатунные болты22
3.4. Расчёт коленчатого вала двигателя23
3.4.1. Исходные данные23
3.4.2. Расчёт коренной шейки24
3.4.3. Расчёт шатунной шейки25
3.4.4. Расчёт щеки26
3.5. Расчёт механизма газораспределения29
3.5.1. Исходные данные29
3.5.2. Расчёт безударного профиля кулачка30
3.5.3. Расчёт пружины клапана30
3.5.3.1. Расчёт пружины30
3.5.4. Расчёт толкателя31
3.5.5. Расчёт распределительного вала32
Задание на курсовой проект.
Спроектировать бензиновый двигатель для легкового автомобиля с следующими показателями: номинальная мощность Ne=70 кВт; номинальная частота вращения nн=5800 мин–1. Прототипом выбираем двигатель ВАЗ 2112.
Технический проект двигателя
1.1.Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчёта
Степень сжатия - отношение полного объёма цилиндра Vа = (Vh + Vc) к объёму камеры сгорания Vс. Этот параметр оказывает существенное влияние на индикаторные и эффективные показатели двигателя заметно увеличивая теплоиспользование индикаторный КПД и среднее индикаторное давление. Для бензиновых ДВС степень сжатия составляет = 80 125. Пределы увеличения степени сжатия лимитируются возникновением детонации. При детонации резко возрастают тепловые нагрузки увеличивается выделение NОХ и СН. Принимаем = 98 обусловленную применением бензина с октановым числом не менее 93 единиц по исследовательскому методу.
Коэффициент избытка воздуха – отношение количества воздуха фактически поступившего в цилиндр к теоретически необходимому для полного сгорания 1 кг топлива. У бензиновых ДВС с впрыском топлива и наличием нейтрализатора коэффициент избытка воздуха равен »10 так как именно при таком составе рабочей смеси обеспечиваются наилучшие условия для работы нейтрализатора.
Коэффициент дозарядки при наполнении для современных двигателей может составлять jдоз = (088 115). Он характеризует величину дозарядки т.е. дополнительного наполнения цилиндра после прохода поршнем НМТ. Дозарядка цилиндра свежим зарядом в основном зависит от соответствующего подбора фаз газораспределения (прежде всего от величины угла опаздывания закрытия впускного клапана) длины впускного тракта и частоты вращения коленчатого вала. При удачно выбранных вышеуказанных параметрах дозарядка на номинальном режиме работы двигателя может достигать 12 15% т.е.
jдоз = (112 115). Однако при уменьшении частоты вращения коэффициент дозарядки уменьшается а при минимальной частоте вращения вместо дозарядки наблюдается обратный выброс достигающий 5 12% то есть jдоз = (088 095). Принимаем коэффициент дозарядки на режиме номинальной мощности jдоз н = 104 а на режиме максимального крутящего момента jдоз М = 102.
Температуру на впуске принимаем равной температуре при стандартных атмосферных условиях Тк = Т0 = 293 К.
Давление во впускном трубопроводе принимаем равным атмосферному давлению рк н = р0 = 01013 МПа.
Давление остаточных газов принимается pr = (105 125)·p0 для двигателей без наддува и с наддувом и выпуском в атмосферу. Принимаем pr = 012 МПа.
В процессе наполнения температура свежего заряда несколько увеличивается из-за подогрева от горячих деталей двигателя. Величина подогрева T зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода системы охлаждения наличия или отсутствия специального устройства для подогрева быстроходности двигателя и наличия наддува. Повышение температуры улучшает процесс испарения топлива но снижает плотность заряда ухудшая тем самым наполнение цилиндров. При правильно сконструированной системе газообмена подогрев свежего заряда у бензиновых ДВС с системой распределённого впрыска топлива составляет 3 10 OC. С учётом возможных улучшений конструкции системы впуска принимаем T = 5 OC.
Коэффициент сопротивления на впуске
вп- коэффициент сопротивления впускной системы отнесённый к наиболее узкому её сечениювп= 115
Величина коэффициента использования теплоты в точке Z z выражает долю низшей теплоты сгорания топлива используемую на изменение внутренней энергии газа и на совершение им работы. Значение коэффициента z принимается на основе экспериментальных данных в зависимости от конструкции двигателя режима его работы системы охлаждения формы камеры сгорания способа смесеобразования коэффициента избытка воздуха и частоты вращения коленчатого вала. По опытным данным величина z при работе бензинового двигателя с полной нагрузкой изменяется в пределах (080 095). Меньшие значения характерны для двигателей с несовершенным смесеобразованием. Величина z повышается за счёт сокращения потерь теплоты от газов в стенки выбора рациональной формы камеры сгорания уменьшения догорания в процессе расширения и выбора коэффициента избытка воздуха обеспечивающего увеличение скорости сгорания рабочей смеси. Величина коэффициента использования теплоты z зависит также от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя и как правило уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения. Принимаем z = 090 учитывая хорошие условия смесеобразования и компактную камеру сгорания.
Средняя скорость движения поршня определяется по формуле:
на номинальном режиме:
Cm н = S · n 30 = 0071 · 5600 30 = 1325 мс.
на режиме максимального крутящего момента:
Cm М = S · n 30 = 0071 · 3700 30 = 875 мс.
Выбор отношения SD даёт возможность влиять на габаритные размеры и массу двигателя. Оно характеризует ход поршня и непосредственно связано со скоростью поршня. В зависимости от величины SD различают короткоходные (SD1) и длинноходные (SD>1) двигатели. При переходе к короткоходным двигателям снижается высота двигателя и его масса увеличивается индикаторный КПД и коэффициент наполнения уменьшается скорость поршня что приводит к уменьшению износа деталей двигателя. Для современных бензиновых двигателей отношение SD = 07 13. Сохраняем параметры прототипа и принимаем отношение SD = 08452.
Принимаем следующие данные для расчёта цикла:
В скобках указаны значения для режима максимального крутящего момента.
Давление во впускном трубопроводеРк = 01013 МПа
Температура во впускном трубопроводеТк = 293 К
Коэффициент избытка воздуха= 10
Коэффициент дозарядкиjдоз = 104 (102)
Подогрев свежего заряда от стенокT = 5 К
Коэффициент использования теплоты в точке Zz = 090
Число цилиндровi = 4
Частота вращенияn = 5800 (3700) мин-1
Радиус кривошипаr = 00 (00355) м
Диаметр цилиндраD = 00 (0084) м
Эффективная мощность двигателяNе = 700 (0) кВт
Отношение хода поршня к диаметру цилиндраSD = 08452
Механический КПД ..=0.82 (0.87)
Тепловой расчёт проведён по программе BENDN
1.2.Анализ вычисленных параметров
Коэффициент остаточных газов - отношение количества остаточных газов в цилиндре к моменту окончания впуска к количеству свежего заряда. Полученное значение на режиме номинальной мощности r н= 0038 на режиме максимального крутящего момента r М= 0039. В бензиновых двигателях без наддува величина коэффициента остаточных газов находится в пределах r= 003 010. С увеличением r уменьшается количество свежего заряда поступающего в цилиндр двигателя в процессе впуска. При возрастании степени сжатия и температуры остаточных газов Тr величина r уменьшается а с увеличением давления остаточных газов и частоты вращения - возрастает.
Коэффициент наполнения v - отношение действительного количества свежего заряда поступившего в цилиндры двигателя к тому его количеству которое могло бы поместиться в рабочем объёме при давлении и температуре заряда перед впускными органами. Полученное значение v = 0858. Для современных бензиновых двигателей коэффициент наполнения на номинальном режиме равен v = 080 094. Коэффициент наполненияv зависит от тактности двигателя его быстроходности и совершенства системы газораспределения.
Показатель политропы характеризует степень теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра.
Показатель политропы сжатия n1 = 1377. Значения показателей политропы сжатия n1 для современных бензиновых двигателей находятся в следующих пределах n1 = (132 140). На величину n1 влияют утечки заряда через неплотности в кольцах и в систему охлаждения. В двигателях с жидкостным охлаждением при прочих равных условиях значение n1 ниже чем в двигателях с воздушным охлаждением. Это объясняется тем что при жидкостном охлаждении температура теплопередающей поверхности цилиндра и его головки ниже теплоты от заряда отводится больше и поэтому n1 имеет более низкие значения.
Показатель политропы расширения n2 = 1205. Для бензиновых двигателей он находится в пределах n2 = (123 130). Величина среднего показателя политропы расширения n2 возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты отношения хода поршня S к диаметру цилиндра D и интенсивности охлаждения. С ростом нагрузки и увеличением линейных размеров цилиндра (при SD = const) n2 уменьшается.
Максимальное давление цикла. Максимальное значение давления сгорания Pz в основном лимитируется герметичностью надпоршневого пространства то есть герметичностью стыка «цилиндр - головка цилиндра». Для современных бензиновых двигателей без наддува максимальное давление цикла составляет Pz = 60 100 МПа. Полученное значение на режиме номинальной мощности Pz н = 780 МПа а на режиме максимального крутящего момента Pz М = 7808 МПа.
Значение температуры в конце сгорания равно Тz н = 2931 К на режиме номинальной мощности и Тz М = 2813 К на режиме максимального крутящего момента. Для аналогичных двигателей Тz = 2400 2900 К.
Среднее индикаторное давление - условное постоянно действующее избыточное давление при котором работа газов за один ход поршня равна индикаторной работе за цикл. Физически среднее индикаторное давление представляет собой индикаторную работу за цикл приходящуюся на единицу рабочего объёма цилиндра. Полученное значение pi н = 124 МПа на режиме номинальной мощности и pi М = 121МПа на режиме максимального крутящего момента. Для четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува
Индикаторный КПД цикла двигателя - отношение теплоты преобразованной в индикаторную работу ко всей теплоте введённой в двигатель с топливом. Полученное значение на режиме номинальной мощности i н = 0398 а на режиме максимального крутящего момента i М = 0400. Для четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува
Удельный индикаторный расход топлива - количество топлива израсходованное двигателем при индикаторной мощности 1 кВт за час работы. Полученные значения
gi н = 205.7 г(кВт·ч) и gi М = 204.6 г(кВт·ч).
Среднее эффективное давление - часть среднего индикаторного давления соответствующая работе затрачиваемой на привод потребителей мощности. Полученное значение рe н = 0.993 МПа на режиме номинальной мощности и рe М = 104 МПа на режиме максимального крутящего момента. Для бензиновых двигателей без наддува
Эффективный КПД цикла двигателя - отношение теплоты эквивалентной эффективной работе ко всей теплоте введённой в двигатель с топливом. Полученные значения e н = 0.326 и e М = 0.348. Для четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува
Удельный эффективный расход топлива - количество топлива израсходованное двигателем при эффективной мощности 1 кВт за час работы. Полученное значение
ge н = 250 9 г(кBт·ч) на режиме номинальной мощности и ge М = 235.2 г(кBт·ч) на режиме максимального крутящего момента. Для бензиновых двигателей значение
ge = 240 300 г(кBт·ч).
Механический КПД - отношение эффективной мощности двигателя к индикаторной. Полученное значение м н = 082 на режиме номинальной мощности и м М = 087 на режиме максимального крутящего момента. Механический КПД оценивает механические потери в двигателе.
2. Динамический расчёт двигателя
2.1.Исходные данные для динамического расчёта
Принимаем исходные данные такими же как у прототипа (ВАЗ-2112).
Масса поршневой группыmп = 0490 кг
Масса шатунаmш = 0743 кг
Длина шатунаlш = DL = 0120 м
Диаметр шатунной шейкиDшш = DH = 480 мм
Рабочая длина шатунной шейкиlшш = DLH = 180 мм
Диаметр коренных шеекDкш = DK = 500 мм
Рабочая длина коренной шейкиlкш = DLK = 210 мм
2.3. Уравновешивание двигателя
Рис.2. Уравновешивание двигателя (расчетная схема)
Рис.2. Схема сил инерции действующих в рядном 4-х цилиндровом двигателе
Условия уравновешенности:
Двигатель полностью уравновешен если при установившемся режиме работы силы и моменты действующие на его опоры постоянны по величине и направлению.
Для рядного четырехцилиндрового двигателя:
Центробежные силы инерции для всех цилиндров равны и взаимно уравновешенны. Равнодействующая и момент этих сил равны нулю: Kr =0; Мr =0.
Силы инерции первого порядка и их моменты при данной конструкции коленчатого вала взаимно уравновешиваются: Р Мi1=0.
Силы инерции 2го порядка для всех цилиндров равны и направленны в одну сторону.
Рi2мах=4Рi2мах=l с cos 2j+2 l с cos2(180+j)+lсcos 2(360+j)=4lс cos2j
где с=m w= p n 30=586 c-1; j=00
тогда Рi2 мах=4*03*07125*00355*5862*10-3=104 кН.
Суммарный момент сил инерции второго порядка равен нулю: Мi2 =0.
Вывод: неуравновешенными остались только силы инерции второго порядка. Их можно уравновесить только с помощью дополнительных балансирных валов вращающихся с удвоенной частотой вращения но в связи с незначительной величиной Рi2 и с целью упрошения конструкции они оставлятся неуравновешенными.
Для уменьшения нагрузок на коренные подшипники коленчатого вала на продолжениях щек устанавливаются противовесы.
Мпр= mi R 2r=07125*003552*006=275 г.
2.4.Динамический расчёт двигателя
Динамический расчёт проведён по программе динамического расчёта двигателя разработанной на кафедре ДВС Владимирского государственного университета на ПК.
3.Расчёт деталей двигателя на прочность
3.1.Выбор расчётных режимов
Величина и характер изменения основных нагрузок действующих на детали двигателя зависят от эксплуатационного режима работы двигателя. Обычно детали рассчитываются на режимах на которых они работают в наиболее тяжёлых условиях.
Для бензиновых двигателей за основные расчётные принимают режимы:
максимального крутящего момента Мmax когда давление газов достигает наибольшего значения рz max а силы инерции сравнительно малы. На этом режиме рассчитываются
поршневой палец днище поршня коленчатый вал поршневая головка шатуна стержень шатуна.
номинальной мощности Nе н когда все расчёты деталей производятся от совместного действия газовых и инерционных нагрузок. На этом режиме рассчитываются поршень механизм газораспределения.
максимальной частоты вращения на холостом ходе nxx max = 11×nн когда силы инерций достигают наибольших значений а давление газов незначительно. На этом режиме рассчитываются головка поршня кривошипная головка шатуна шатунные болты.
3.2.Поршневая группа
3.2.1.Исходные данные
Рис. 2. Схема поршневой группы
Диаметр поршняD = 82 мм
Высота поршняH = 69 мм
Высота юбки поршняhю = 45 мм
Масса поршневого комплектаmп = 0490 кг
Толщина стенки головки поршняs = 6 мм
Высота кольцаa = 2 мм
Число масляных каналовnм = 6
Диаметр масляного каналаdм = 1 мм
Площадь поршняFп = 5542×10-3 м2
Наружный диаметр пальцаdп = 22 мм
Внутренний диаметр пальцаdв = 12 мм
Длина пальцаlп = 70 мм
Длина поршневой головки шатунаlш =28 мм
Расстояние между торцами бобышекb = 32 мм
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна= R Lш = 0295
Толщина первой кольцевой перемычкиhкп = 4 мм
Радиальная толщина компрессионного кольцаt = 35 мм
Материал поршня – алюминиевый сплав АК12ММгН (п = 22×10-6 К-1)
Материал гильзы цилиндра – чугунСЧ 24 (ц = 11×10-6 К-1)
Материал поршневого пальцаСталь 45
Механические характеристики стали 45:
предел выносливости при симметричном цикле при изгибе = 340 МПа;
предел прочности при изгибеВ= 750 МПа.
Напряжение сжатия в сечении х-х:
сж = Pz max Fx-x = 0043 1127110-3 = 338 МПа
Fx-x = (025(dк2 – di2)– nмfм) = (025314(7542 – 6342)– 66)10-6 = 127110-3 м2 –
гдеdк = D – 2(t + t) = 82 – 2(35 + 08) = 734 мм;
fм = dм(dк – di)2 = 10(734 – 614)2 = 60 мм2.
Напряжение разрыва в сечении х-х:
р = Pj p Fx-x = 000468 1027110-3 = 37 [10] МПа
х-хnхх3031411580030 = 6447 с-1 – максимальная угловая скорость холостого хода.
Напряжения в верхней кольцевой перемычке:
cp = 00314pz(Dhкп) = 0031478094(824) = 51 МПа.
из = 00045pz(Dhкп)2 = 0004578094(824)2 = 155 МПа.
Суммарное напряжение:
Удельное давление поршня на стенку цилиндра:
qN = Nmax (hюD) = 00027(00820045) = 0714 МПа 1 МПа
где Nmax = PN max Fп = 0494554210-3= 00027 МН.
Диаметры головки и юбки поршня:
Dг = D – г = 82 – 0672 = 81328 мм
гдег = 0008D = 000884 = 0672 мм;
Dю = D – ю = 82 – 0252 = 81748 мм
гдею = 0003D = 000384 = 0252 мм.
Диаметральные зазоры в горячем состоянии:
'г = г + Dцtц – Dгпtп = 0672 + 821110-695 – 813282210-6310 = 0191 мм;
'ю = ю + Dцtц – Dюпtю = 0252 + 821110-695 – 817482210-6150 = 0063 мм
где tц = 95 °C; tп = 310 °C;tю = 150 °C приняты с учётом жидкостного охлаждения.
Условия нормальной работы поршня выполняются:
'г = (0002 00025)D = 0164 0205 мм;
'ю = (00005 00015)D = 0041 0123 мм.
Расчёт днища поршня:
Тепловые напряжения:
гдеq = 1163×(6000 + 26×n)×р
lтеп = 150 Вт(м×К) – коэффициент теплопроводности алюминиевого сплава.
Суммарное напряжение:
s = sиз + sтеп = 488 + 083 = 4933 [250] МПа.
3.2.3.Расчёт поршневого кольца
Рис. 3. Эпюра давлений
компрессионного кольца на стенку цилиндра бензинового двигателя
Материал кольца – СЧ 28-48 Е = 1105 МПа.
Среднее давление кольца на стенку цилиндра:
pср = (0152ЕА0t)((Dt –1)3Dt)) =
= (0152110525)((8235–1)38235)) = 0130 МПа
где А0 = 25 t = 25 5 = 875
Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности показано в следующей таблице:
Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:
раб = 3pср(Dt –1)2 = 30130(8235 – 1)2 = 2063 МПа.
Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:
н = 4Е(1 – 0114А0t)[m(Dt – 14)Dt)] =
= 4105×(1 – 011425) [157(8235 – 14)8235)] =
Монтажный зазор в замке поршневого кольца:
= ' + D(кtк – цtц)= 007 + 3142(1110-6200 – 1110-695) = 0374 мм
где ' = 007 мм - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы;
tк = 200 °С; tц = 95 °С - приняты с учётом жидкостного охлаждения.
3.2.4.Расчёт поршневого пальца
Расчётная сила действующая на поршневой палец:
инерционная: Pj = –mп'R2(1 + )Pj = –031800355387262(1 + 0295)10-6 = –0002 МН
где mп' 065mп = 0650490 = 0318 кг;
n30 314×370030 = 38726 с-1;
расчётная:Р = Pz max + Pj = 0043 – 0002 = 0041 МН.
Удельное давление пальца на поршневую головку шатуна:
qш = Р ( dп lш ) = 0041 (222810-6) = 665 МПа.
Удельное давление пальца на бобышки:
qб = Р[dп(lп – b)] = 0041[22(70 – 32)-6] = 490 МПа.
Рис. 4.Эпюры напряжений пальца от овализации.
Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:
где = dв dп = 12 22 = 0545.
Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:
Расчёт пальца на усталостную прочность:
Рma Рmin = Pj = –0003 МН.
Максимальное и минимальное напряжения цикла:
Среднее напряжение и амплитуда напряжений:
m = ( max – min ) 2 = ( 2237 + 158 ) 2 = 16975 МПа.
Запас усталостной прочности:
гдеК = 135 – эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;
= 085 – коэффициент учитывающий масштабный эффект изгибе;
= 15 – коэффициент учитывающий состояние поверхности;
= 01 – коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости изгибе.
3.3.Расчёт шатунной группы
3.3.1.Исходные данные
Наружний диаметр поршневой головкиdг = 32 мм
Внутренний диаметр поршневого пальцаdв = 12 мм
Минимальная радиальная толщина стенки головкиhг = 50 мм
Расстояние между шатунными болтамиСб = 62 мм
Номинальный диаметр шатунного болтаd = 10 мм
Шаг резьбы шатунного болтаt = 15 мм
Материал шатунасталь 45Г2
Рис. 5. Схема шатунной группы
Диаметр поршневого пальцаdп = 22 мм
Длина поршневой головки шатунаlш = 28 мм
Длина кривошипной головкиlк = 28 мм
Диаметр шатунной шейкиdшш = 480 мм
Толщина стенки вкладышаtв = 22 мм
Длина шатунаLш = 120 мм
Модуль упругостиЕш = 22×105 МПа
Материал шатунных болтовсталь 40ХН2МА
Механические характеристики стали 45Г2:
предел выносливости при симметричном цикле при изгибе = 350 МПа;
предел прочности при изгибеВ= 800 МПа;
предел текучести при изгибеТ= 420 МПа.
Механические характеристики стали 40ХН2МА:
предел выносливости при симметричном цикле при изгибе = 700 МПа;
предел прочности при изгибеВ= 1700 МПа;
предел текучести при изгибеТ= 1600 МПа.
3.3.2.Поршневая головка шатуна
Напряжение от запрессовки пальца:
Натяг запрессовки пальца: = 006 мм
Удельное давление на поверхности соприкосновения пальца с головкой:
где 03- коэффициент Пуассона;
Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:
i = P(dг2 + dп2)(dг2 – dп2) = 1292(322 + 222)(322 – 222) = 3608 МПа
Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:
а = P2dп2(dг2 – dп2) = 12922222(322 – 222) = 2316 МПа
Рис. 6. Расчётная схема поршневой
Расчёт сечения А-А на изгиб:
Максимальная сила растягивающая головку на номинальном режиме:
Рj р = – mпR2(1 + ) =
= –0490003558612(1 + 0295) = –77381 Н.
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении А-А:
N0 = –Рj р(0572 + 00008 з) =
= 77381(0572 + 00008105) = 37762 Н;
М0 = –Рj рrср(000033 з – 00297) =
=7738100135(000033105 – 00297) = 0517 Нм
где rср = (dг + dп)4 = (0032 + 0022)4 = 00135 м.
Нормальная сила и изгибающий момент в расчётном сечении от растягивающей силы:
N2р=N0×cos з+05Pj р(s
M2р = М0 + N0rср(1–cosз) – 05 Pjрrср(sinз–cosз) = 0517 + 3776200135(1–cos105°) –
– 057738100135(sin105° – cos 105°) = 0719 Нм.
Напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы:
гдеk - коэффициент соотношения податливостей:
Fвт = (dп – dв)lш = (22 – 12 )28 = 280 мм2 - площадь сечения стенок пальца.
Суммарная сила сжимающая головку:
Pсж = pzFп – mjR2(1 + ) = 720175542103 – 070090035558612(1 + 0295) = 288099Н
где pz = pz max – po = 73030 - 01013 = 72017 МПа.
Нормальная сила и изгибающий момент в расчётном сечении от сжимающей силы:
= 288093×[00005 + 0002] = 720 Н;
= 288093×00135×[00001 + 00005×12588 – 0002] = –0494 Н×м
где N0сж Рсж = 00005; М0сж (Рсж×rср) = 00001 для jз = 105°;
= 0002 для для jз = 105°;
(1 – cosjз) = 12588 для jз = 105°.
Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:
Рис. 7. Эпюры напряжений в поршневой головке шатуна:
а) при растяжении; б) при сжатии.
Расчёт на усталость:
min = а +а сж = 2316 – 35 = 2281 МПа
= 080 – коэффициент учитывающий масштабный эффект изгибе;
= 13 – коэффициент учитывающий состояние поверхности;
= s-1sВ = 0438 – коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости изгибе.
3.3.3.Стержень шатуна
Из результатов динамического расчёта:
Рсж = Рг + Рj = 7181×5542×10-3 = 0041 МН при j = 360°;
Рр = Рг + Рj = – 0874×5542×10-3 = –0005 МН при j = 3°.
Площадь и моменты инерции расчётного сечения:
fc = hшbш – (bш – aш)(hш – 2tш) = 2515 – (15 – 5)(25 – 25) = 225 мм2;
Jyy = [hшbш3 – (bш – aш)3(hш – 2tш)]12 = [25153 – (15 – 5)3(25 – 25 )]10-1212 = 5810-9 м4.
Максимальное напряжение от сжимающей силы:
в плоскости качания шатуна:
в плоскости перпендикулярной плоскости качания шатуна:
где l1 = Lш – (dг + d1)2 = 120 – (32 + 524)2 = 778 мм
Минимальное напряжение от растягивающей силы:
р = Pp fc = 0005 ( 22510-6 ) = 222 МПа.
Средние напряжения и амплитуды цикла:
my = ( сж y - р ) 2 = ( 1861 + 222 ) 2 = 1041 МПа;
ay = ( сж y + р ) 2 = ( 1861 – 222 ) 2 = 819 МПа.
в плоскости качания:
в плоскости перпендикулярной плоскости качания:
Стержень шатуна должен быть равнопрочным в обеих плоскостях. Можно считать что условие равнопрочности ( nx = ny ) выполняется.
3.3.4.Кривошипная головка
Рис. 8. Расчётная схема кривошипной головки шатуна
Максимальная сила инерции:
Pj = [(mп + mшп)(1 + )+(mшк – mкр)]Rxx2 =
= [(0470 + 0223)(1 + 0295) +
+ (0520 – 0186)]003554472 = 181700 Н
где mкр = 025 mш = 0250743 = 0186 кг.
Момент сопротивления расчётного сечения:
Wиз = lк (05×Сб – r1)26 =
= 0028(050062 – 00262)26 = 107510-8 м3
где r1 = 05(dшш + 2 tвкл) = 05(480 + 222) =
= 262 мм - внутренний радиус кривошипной
Сб = 62 мм – расстояние между шатунными болтами;
lк = 23 мм – длина кривошипной головки.
Моменты инерции вкладыша и крышки:
Jкр = lк (05×Сб – r1)3 = 0028(050062 – 00262)3 = 309610-10 м4.
Напряжение изгиба крышки и вкладыша:
где Fг = lк05(Сб - dшш) = 002805(0062 – 0048) = 19610-4 м2 – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчётном сечении.
Уменьшение горизонтального диаметра:
= 00024PjCб3[Eш (Jкр+Jвкл)] = 0002481700623[2210(298 + 3096)] = 0011 мм.
3.3.5.Шатунные болты
Из расчёта кривошипной головки шатуна имеем максимальную силу инерции
Усилие предварительной затяжки:
Pп = cPj i = 3181700 2 = 21804 Н
где = 3 - коэффициент надёжности стыка;
i = 2 - количество болтов
Сила нагружающая болт:
Рб = Рп + Рji = 21804 + 18170002 2 = 23621 Н
где = 02 - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения
a = ( max – min ) 2 = (371 – 3429 ) 2 = 140 МПа.
гдеК = 43 – эффективный коэффициент концентрации напряжений при растяжении;
= 085 – коэффициент учитывающий масштабный эффект при растяжении;
= 12 – коэффициент учитывающий состояние поверхности;
= s-1sВ = 0412 – коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости растяжении.
Определение момента на ключе:
Мкл = 05Рпdсрtg() = 052180400090225 = 2207 Нм
гдеtg = t ( dср ) = 15 ( 314 9026 ) = 0053 - угол подъёма винтовой линии;
tg = 017 - коэффициент трения в резьбе;
Касательные напряжения:
= Мкл W = 2759 143 10-7 = 1929 МПа
где W = dср3 16 = 31400092 16 = 143 10-7 м3
Запас статической прочности:
3.4.Расчёт коленчатого вала двигателя
Коленчатый вал рассчитывается на основе результатов динамического расчёта проведённого на ЭВМ.
3.4.1.Исходные данные
Рис. 9. Конструкция коленчатого вала
Рис. 10. Расчётная схема коленчатого вала
Коленчатый вал полноопорный.
Материал вала – чугун ВЧ 60-2.
наружный диаметрdкш = 500 мм;
диаметр отверстияdотв = 50 мм.
наружный диаметрdшш = 480 мм;
диаметр отверстияdотв = 50 мм;
диаметр масляной полости d= 12 мм.
Расчётное сечение А-А щеки:
радиус галтелиr = 4 мм.
Механические характеристики чугуна ВЧ 60-2:
предел выносливости при симметричном цикле при изгибе = 330 МПа;
предел выносливости при симметричном цикле при крученииt-1 = 260 МПа;
предел прочности при изгибеВ= 750 МПа;
предел прочности при крученииВ= 810 МПа.
3.4.2.Расчёт коренной шейки
По результатам динамического расчёта (приложение 7) рассчитываем вторую коренную шейку как наиболее нагруженную.
Коренная шейка рассчитывается только на кручение. Концентратор напряжений - масляное отверстие.
По результатам динамического расчёта:
Момент сопротивления кручению коренной шейки равен:
Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла:
a= ( max- min) 2 = ( 157 + 77 ) 2 = 117 МПа.
Запас усталостной прочности прочности:
где К= 185 – эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;
= 062 – коэффициент учитывающий масштабный эффект при кручении;
= 095 – коэффициент учитывающий состояние поверхности при кручении (с учётом закалки ТВЧ);
= t-1tВ = 0321 – коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости при кручении.
3.4.3.Расчёт шатунной шейки
По результатам динамического расчёта ( приложение 7 ) рассчитываем четвёртую шатунную шейку как наиболее нагруженную.
Шатунная шейка рассчитывается на кручение и изгиб. Концентратор напряжений – масляное отверстие.
Момент сопротивления кручению шатунной шейки равен:
где К = 0996 для ddшш = 025.
a= ( max– min) 2 = ( 161 + 24 ) 2 = 925 МПа.
Частный запас усталостной прочности прочности по кручению:
Максимальные напряжения изгиба в шатунной шейке возникают у краёв масляного отверстия. Изгибающий момент в сечении масляного отверстия равен:
Мм = Мy × cos м – Мх × sin м.
Поскольку м= 90° то Мм = –Мх. Тогда:
Мизг min = Mx min = –Rx max × l × Fп = –0352 × 29 × 5542 = –562 Н×м.
Момент сопротивления изгибу шатунной шейки равен:
Максимальное и минимальное нормальное напряжения знакопеременного цикла в расчётном сечении шатунной шейки равны:
a = ( max min) 2 = (182 + 52) 2 = 117 МПа.
Частный запас усталостной прочности при изгибе:
гдеК = 185; К = 20 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении и изгибе соответственно;
= 062; = 060 – коэффициенты учитывающие масштабный эффект при кручении и изгибе соответственно;
= 095 – коэффициент учитывающий состояние поверхности (с учётом закалки ТВЧ);
= t-1tВ = 0321; = s-1sВ = 0440 – коэффициенты учитывающие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости при кручении и изгибе соответственно.
Общий запас прочности шатунной шейки равен:
3.5.Расчёт механизма газораспределения
3.5.1.Исходные данные
Рис. 11. Схема пружинного узла
Диаметр горловины клапанаdг =250 мм
Максимальный подъём клапанаhкл max = 105 мм
Радиус начальной окружности кулачкаr0 = 190 мм
Угол фаски клапана = 45°
Зазор в клапане = 015 мм
Диаметр тарелки впускного клапанаdвп = 29 мм
Диаметр тарелки выпускного клапанаdвып = 255 мм
Угол участка сбега z = 21°
Угол отрицательных ускорений2 = 4°
Масса МГР приведённая к оси клапанаmмгр = 0140 кг
Максимальное отрицательное ускорениеjmax = 19424 мс
Угол положительных ускорений на участке подъёма клапана1 = 24°
Длина пролёта распределительного валаl = 106 мм
Рис. 12. Схема проходного сечения в клапане
Материал пружинысталь 50ХВА
Диаметр наружной пружиныDпр н = 25 мм
Длина направляющей втулкиlн = 25 мм
Диаметр толкателяdт = 35 мм
Скорость толкателя в конце участка сбегаVт = 054 ммс
Наружный диаметр распределительного вала D = 25 мм
Внутренний диаметр распределительного валаd = 10 мм
Ширина кулачкаbк = 15 мм
Максимальный радиус профиля кулачкаrmax = 744 мм
Материал распределительного валасталь 12ХН3А
Механические характеристики стали 50ХВА:
предел выносливости при симметричном цикле при крученииt–1 = 260 МПа;
максимально допустимое расчётное напряжение [] = 560 МПа
3.5.2.Расчёт пружин клапана
Для увеличения надёжности и уменьшения габаритов пружинного узла предусматриваем по две пружины на каждый клапан но в связи с уменьшением массы клапана достаточно одной пружины.
3.5.2.1.Расчёт наружной пружины
Максимальная сила упругости пружины:
Рпр max = kmмгрjmax = ×15014018422 = 3868 Н
где k = 15 - коэффициент запаса.
C = Pпр max fmax = Рпр 0 f0 = Pпр max (2 hкл max) = 3868 ( 2105 ) = 184 Нмм.
f0 = fma fmax = hкл max 2 = 210 мм.
Диаметр пружинной проволоки:
где = (Dпрd + 05)(Dпрd – 075) = 12 – принятый коэффициент учитывающий срез витков и неравномерность напряжений по сечению витка.
Принимаем d = 38 мм. Уточняем :
= (2538 + 05)(2538 – 075) = 111.
Касательные напряжения в пружине:
Расчёт пружины на усталость:
Минимальные и максимальные напряжения:
min= 05×расч = 05×4983 = 2491 МПа
Среднее напряжение и амплитуда цикла:
a= ( max– min ) 2 = (4983 – 2491) 2 = 1246 МПа.
Запас сопротивления усталости:
где = 10 – коэффициент учитывающий масштабный эффект при кручении;
= 02 – коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости при кручении.
Число рабочих витков пружины:
где G = 08 105 МПа - модуль упругости второго рода
Число полных витков пружины:
iполн = iраб + 2 = 724 + 2 = 924.
t = d + min + ( fmax iраб ) t = 38 + 07 + ( 210 724 ) = 74 мм
где min = 07 мм - наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.
Проверка пружины на резонанс:
Частота собственных свободных колебаний:
Частота вращения распределительного вала:
np = nxx 2 = 5600 11 2 = 3080 мин-1.
Условия нормальной работы пружины:
( nc np ) = 182232 3080 = 58;
( nc np ) 1 2 3 4 5
3.5.3.Расчёт толкателя
Изгибающий момент в толкателе от кулачка:
М = Рт max e = 1302280002 = 26 Нм
гдее = Vт р = 054 2878 = 0002 м
гдер = np 30 = 314 2250 30 = 2878 c-1;
Рт max = Рj Tmax + ( Pпр + Рг )( lк lт ) = 6325 + 2654 + 40438 = 130228 Н – максимальная сила от выпускного клапана действующая на кулачок
Рг = Pb dвып2 4 = 0523142552 4 = 2654 Н;
Удельное давление на боковую поверхность толкателя:
q = 6M ( dт lн2 ) = 62610-6 ( 003500252 ) = 0713 МПа.
3.5.4.Расчёт распределительного вала
Рис. 13. Схема распределительного вала
Прогиб распределительного вала под кулачком выпускного клапана:
см = = 21176 [1200] МПа.

Поперечный разрез 1.cdw