Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Конструирование двигателей»

Таким прочность при сдвиге будет обеспечена.Максимальная овализация поршневого пальца или увеличение его диаметра в направлении, перпендикулярном к плоскости действия нагрузки, наблюдается на среднем участке пальца на длине около 0,2l и определяется по формуле: (29)От сил инерции=39,49·От суммарных сил.Где k – поправочный коэффициентK=1,5 – 15(α – 0,4)3=1,49 (30)l – длина пальца; Е=2105 МПа – модуль упругости материала пальцамаксимальная овализация ∆dmax = 0,001dп = 0,0010,035 = 0,000035В результатеовализации поперечных сечений в пальце возникают напряжения изгиба. Для характерных точек сечения пальца 1, 2, 3 и 4 (рис. 21) их определяют по следующим формулам. На внешней поверхности пальца в точке 1 (31)На внутренней поверхности пальца в точке 2 (32)На внешней поверхности пальца в точке 3 (33)На внутренней поверхности пальца в точке 4(34) Из графика рис. 22 при α=1,48 η1=1,2 η2=9,5 η3=6,5 η4=4,3При действии суммарной силы Ps = 41826,191 Н находим напряженияНа внешней поверхности пальца в точке 1На внутренней поверхности пальца в точке 2На внешней поверхности пальца в точке 3На внутренней поверхности пальца в точке 4При действии силы инерции Pj = 2273,809 Н находим напряжения:На внешней поверхности пальца в точке 1:На внутренней поверхности пальца в точке 2:На внешней поверхности пальца в точке 3:На внутренней поверхности пальца в точке 4:Запасы прочности определим в т.2 и т.4:Точка 2: σmax= -6,93 МПа; σmin= - 127,56 МПа.σa= (σmax- σmin) /2 = (-6,93+127,56) /2 = 60,315 МПаσm= (σmax+ σmin) /2 = (-6,93-127,56) /2 = -67,245 МПаЗапас прочности равенТочка 4: σmax= 57,73 МПа; σmin= 3,138 МПа.σa= (σmax- σmin) /2 = (57,73-3,138) /2 = 27,29 МПаσm= (σmax+ σmin) /2 = (57,73+3,138) /2 = 30,434 МПаЗапас прочности равенМинимальный запас прочности 2.Приведенные эпюры напряжений построены последующим зависимостямДля внешней поверхности (35)Для внутренней поверхности(36)Где - толщина стенки пальца;f1 и f2 – безразмерные функции, зависящие от угла φ (в радианах); (37)(38)Рекомендуемые запасы прочности n≥ 2. Запасы прочности достаточные.В транспортных двигателях σi =250…500 МПа; Т= 120…250 МПа; σimax = 120…200 МПа. Прочность пальца можно повысить химико-термической обработкой его поверхностей. Азотирование повышает прочность пальца на 35…45%, цементация – на 15…20%. Недостаточная чистота обработки внутренней поверхности пальца может существенно понизить его прочность.Расчет поршневых колецПри применяемых в тракторных дизелях диаметрах цилиндров размеры колец изменяются в узких пределах.По имеющимся рекомендациям и каталогам ряда зарубежных фирм для диапазона колебания D= 100…170 мм компрессионные кольца имеют следующие расчетные параметры: D/t=22…25 (здесь t—радиальная толщина кольца); давление на цилиндр р0= 1…2 кгс/см2 (0,1…0,2 МПа); высота кольца h= 2,54…3,5 мм.Для маслосъемных колец в связи с применением расширителей давление р0может возрастать до 2 МПа. Высота коробчатого кольца равна двойной высоте компрессионного.В отечественной практике для обеспечения унификации и взаимозаменяемости высота колец и допуски на их изготовление определены ГОСТ 12655—67.Для трапециевидных колец высоту можно увеличить на 0,5 мм по максимальному размеру. Как показано на рис. 1-3, кольцо с двусторонней трапецией имеет общий угол наклона трапеции 15°. Кольца с односторонней трапецией, широко применяемые в отечественной практике, имеют угол трапеции 10°.Расчет колец заключается: а) в определении среднего давления кольца на стенку цилиндра, которое должно обеспечивать достаточную герметичность камеры сгорания и не должно резко увеличивать потери мощности двигателя на трение колец о стенки цилиндра; б) в построении эпюры давления кольца по окружности; в) в определении напряжений изгиба, возникающих в сечении, противоположном замку, при надевании кольца на поршень и в рабочем состоянии; г) в установлении монтажных зазоров в прямом замке кольца.Среднее радиальное давление (МПа) кольца на стенку цилиндра равно:где E – модуль упругости материала кольца (для серого чугуна E =1·105 МПа, для легированного чугуна E =1,2·105 МПа, для стали – E =(2…2,3)·105 МПа); A0 – разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии; t – радиальная толщина кольца; D – диаметр цилиндра.Среднее радиальное давление pср (МПа) составляет примерно:для компрессионных колец 0,11…0,37;для маслосъемных колец 0,2…0,4.При снижении частоты вращения двигателя и увеличении диаметра цилиндра величина pср должна иметь значение ближе к нижнему пределу. Для обеспечения хорошей приработки кольца и надежного уплотнения давление p кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности должно изменяться по эпюре (рис.4), построенной по данным, рекомендованным ГОСТом:угол ψ, град ………… 0 30 60 90 120 150 180отношение p/pср =μ 1,051 1,047 1,137 0,896 0,454 0,676 2,861.Проведем расчет и построим эпюру давлений компрессионного кольца бензинового двигателя. Пусть материал кольца – серый чугун, E =1·105 МПа; t = 4,5 мм; A0= (2,5…4)t = 3·4,5= 13,5 мм; D = 105 мм.Среднее давление кольца на стенку цилиндраМПа.Результаты расчета p для различных углов ψ приведены ниже:угол ψ, град ………… 0 30 60 90 120 150 180отношение p/pср =μ 1,051 1,047 1,137 0,896 0,454 0,676 2,861p, МПа 0,119 0,118 0,128 0,101 0,051 0,076 0,323 Значительное повышение давления у замка (рис. 4) способствует равномерному износу кольца по окружности.Напряжения изгиба кольца (МПа):в рабочем состояниипри надевании на поршеньгде m – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца (при расчете принимается m= 1,57). Допускаемые напряжения при изгибе кольца равны МПа. Нижний предел относится к двигателям с большим диаметром цилиндра. Обычно напряжение при надевании кольца превышает напряжений в рабочем состоянии на 10…30 %.Для приведенного ранее примера напряжения изгиба в рабочем состоянии МПа.Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень МПа.Монтажный зазор (мм) в прямом замке поршневого кольца в холодном состояниигде Δк’ – минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя (Δк’ =0,06…0,10 мм); αк и αц – коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра (для чугуна α= (10…12)·10-6 1/град; tк, tц и t0 – соответственно температура кольца, стенок цилиндра в рабочем состоянии и начальная температура t0 =20ºС; при жидкостном охлаждении Tц=383…388 К; Tк = 473…573 К; при воздушном – Tц=443…464 К; Tк = 525…723 К.Монтажный зазор в замке поршневого кольцаПриведем основные соотношения для поршневых колец автомобильных и тракторных двигателей.Для корректированных колец среднее давление равно МПагде ξ – коэффициент, зависящий от формы эпюры давления и изменяющийся от 0 до 0,25. Для эпюры, построенной до приведенным выше зависимостям μ, можно принять ξ=0,2.Тогда напряжения в рабочем состоянии= 273,8 МПаёНапряжение при надевании кольца=328,1 МПагде m имеет те же значения, что и в предыдущей формуле. Если ξ=0, то формулы приводятся к некорректированным кольцам.Зазор в замке поршневого кольца в холодном состоянии=где Δ3’ =φ’D– зазор в замке кольца во время работы двигателя (горячем состоянии) ;φ’= Δ3/D – относительный зазор, который можно принять равным для колец с прямым замкомпервое кольцо 0,004Dвторое кольцо 0,003Dтретье кольцо 0,002Dмаслосъемное кольцо (0,001…0,002)D;αц ≈αк – коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и кольца;tк, tц – температуры кольца и цилиндра;t0 – температура кольца в холодном состоянии.Для косого замка указанные величины зазоров умножают на синус угла наклона замка к торцу кольца.Зазоры поршневых колец с поршнем определяют после установки их в цилиндр: торцовый зазор кольца в канавке Δ1, радиальный зазор Δ2 и монтажный зазор в замке кольца Δ3.Кольца быстроходных двигателей, в зависимости от типа двигателя и диаметра цилиндра, имеют следующие торцовые зазоры Δ1 (в мм):первое кольцо 0,08…0,2второе кольцо 0,06…0,15третье кольцо 0,04…0,10маслосъемное кольцо 0,03…0,08Радиальный зазор кольца в канавке, при условии заглубления кольца заподлицо с поверхностью поршня, следует проверять на глубине канавки t’ =t + Δ2. Для компрессионных колец принимают Δ2 = 0,3…0,7 мм, а для маслосъемных – Δ2 = 0,5…1,5 мм (без учета расширителя).Расчет механизма газораспределенияРис. 23. Расчётная схема проходного сечения в клапанеИсходные данные для расчета приведены в табл. 7Таблица 7Исходные данныеНаименованиеЗначение величинРасчетный режимноминальныйСредняя скорость поршня Cп = 8,40 м/сПлощадь поршня (см. прил. )Fп = 0,008659 м2Количество впускных клапановi = 4Количество выпускных клапановi = 4Угол фаски клапановγ = 45°Первая условная скорость газа для определения площади горловины fг впускного клапана – 40…80 м/cV, = 70 м/сВторая условная скорость газа для определения величина хода клапана hклmax – 70… 90 м/c)V, = 85 м/сПлощадь горловины впускного клапана fг м2,где cm=8,40, м/с– средняя скорость поршня; Fп =0,008659 м2 – площадь поршня; iкл=1 – количество одноимённых клапанов в цилиндре; принимаем первую условную скорость свежего заряда V’ =70 м/с.Рассчитаем диаметр горловины впускного клапана dвп:Значение диаметра горловины dвпвпускного клапана для дизелей с непосредственным впрыском не должно быть больше dвп= (0,38…0,42) D, где D – диаметр цилиндра. В нашем случае это условие выполняется.Диаметры горловин выпускных клапанов обычно принимают на 10…20 % меньше впускных клапанов.Примем для выпускных клапанов диаметр горловины dвып= 0,0347 м.Рассчитаем максимальный ход клапана hкл.mах:м=12 ммЭто входит в допускаемые нормы hкл.max≤ (0,18…0,30) dг.Расчёт площади проходного сечения при максимальном открытии клапана:3, 1415‧41‧0,0120·0,52=81,1 мм2где d1=41 мм – средний диаметр клапанной тарелки; γ- угол фаски; γ=45ºРасчет профиля безударного кулачкаРасчет проводим по программе RFKLB, разработанной на кафедре. 1. 1. Тип клапана– впускной 2. Тактностьдвигателя КТ=4.3. Угол предварения открытия впускного клапана, град. ПКВ до ВМТ JN=16º (выбираем по прототипу).4. Угол запаздывания закрытия клапана, град. ПКВ после НМТ JK=46º (выбираем по прототипу).5. - угол участка сбега, град. ПРВ равен углу участка выбора зазора Ф= (30…70º ПКВ, что соответствует (15…35°) ПРВ.Принимаем JZ = 20º ПРВ.6. Угол положительных ускорений на участке подъема клапана, град. ПРВ. J1= 20º. Определяется из условияФ = JN + 180 +JK=16+180+46=242º ПКВФ1 = Ф/12=242/12=20º ПКВ.J1 →Ф1. Откуда J1=20º ПРВ.7. Угол отрицательных ускорений, град. ПРВ ( J2→Ф)J2 = 4º ПРВ. Определяется из соотношенийФ = α1 + 180 + α2=16+180+46=242º ПКВ;Ф1 = Ф/12=242/12=20º ПКВ;Ф2 + Ф3 = (1,5…3) Ф1= 2,5 Ф1=50º ПКВ;Ф2 = (0,1…0,25) Ф3=0,2 Ф3, тогда из предыдущего0,2 Ф3 + Ф3=50º ПКВ, откудаФ3= 42º ПКВ;Ф2= 8ºПКВ (J2→Ф)8. Угол положительных ускорений на участке опускания клапана, град. ПРВ (принимаем J1K=J1) J1K=20º. 9. Размерность векторов HK, SJX=JN+181+JK=16°+181°+46°=243°10. Скорость толкателя в конце сбега, мм/град (по статистическим данным).WS=0,02 м/с.10. Диаметр горловины клапана, ммDK=32 мм.11. Угол фаски клапана YF= 45°12. Максимальный подъем толкателя.h= 11,6 мм.13. Отношение плеч коромысла клапана =8/5=1,614. Радиус начальной окружности RO=13 мм.r0 = (1,5…2) hтmax, где hтmax = hкл .maxlт/lкл =11,6‧(5/8)=7,25 мм; тогда r0 =2‧7,25=14,5 мм. Принимаем r0 =15 мм.15. Частота вращения коленчатого вала двигателя n=1400 мин.15. Зазор в клапане Z=0,2 мм.16. Шаг печати подъема толкателя МР=1.Результаты расчета представлены в приложении 7.Расчёт клапанной пружины11.2.1. Расчёт максимального усилия пружиныПриведенную к оси клапана массу деталей МГР mмгр можно определить по удельной конструкционной массе, являющейся отношением приведенной массы mмгр к площади горловины клапана, см2: mмгр=mмгр/fг, где mмгр удельная конструктивная масса деталей механизма газораспределения, приведенная к оси клапана. Можно принять, что при непосредственном приводе клапана mмгр = =15…25 г/см2; при использовании толкателей, штанг и коромысел mмгр = =30…45 г/см2.Примем mмгр = 45 г/см2,fг=12,14 см2. Тогда масса элементов газораспределительного механизма равна:г.Сила упругости пружины Рjкл.max равна:где Jmmax=- 368 м/с2 – максимальное отрицательное ускорение( берётся из расчёта профиля кулачка прил. ); =1,6 – отношение плеч коромысла клапана и толкателя.Удержание клапана в закрытом положении обеспечивается при условиигдеk =1,6…2 – коэффициент запаса, учитывающий повышение частоты вращения. Принимаемk =1,7.Следовательно, 11.2.2 Расчёт минимального усилия пружиныОпределим величину предварительной деформации пружины (деформацию пружины при закрытом клапане). Наименьшие размеры пружины получаются в том случае, когда отношение hкл.max/f0=2. В существующих конструкциях МГР это отношение находится в пределахПринимаем ТогдаМинимальное усилие пружины Р0 равногде с – коэффициент жёсткости пружины, 11.2.3 Определение конструктивных параметров пружиныМатериал пружины: Сталь 65ГПрочностные характеристики стали (после термообработки): σв=1690 МПа; σ-1=725 МПа; τ-1= 480 МПа. Средний диаметр пружины:Dпр= (0,8…0,9) dггде dг – диаметр горловины клапана (d=39,8 мм).Рис. 24Параметры клапанных пружинПримем Dпр=0,85dг=33,3 мм=33 мм. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по поперечному сечению пружины = 1,17…1,24, принимаем = 1,2Тогда диаметр проволоки пружины равен:где τдоп – допускаемые касательные напряжения (τдоп < τ-1, τдоп =480/1,5=320 МПа)Число рабочих витков пружины:где G – модуль сдвига (G = 84000 МПа)Полное число витков пружины:Коэффициент жёсткости пружины:кН/м.Определим шаг витка пружины t. При минимально допустимом зазоре между витками пружины при её полной деформации , примем . Тогда. Минимальная высота пружины:. Максимальная высота пружины:.11.2.4 Расчёт пружины на резонансУсловие не возникновения резонанса:,где - частота собственных колебаний пружины; - частота вращения распределительного вала. Циклическая частота собственных колебаний пружины:,где - коэффициент жёсткость пружины; - масса рабочих витков.Если выразить циклическую частоту через число колебаний в минуту, а коэффициент жёсткости и массу пружины – через её размеры, то получимгде g – ускорение свободно падающего тела; - плотность материала пружины, =7800кг/м;G= 84000 МПа –модуль сдвига.Частота вращения распределительного вала:, ωп=115 мин-1, условие не возникновения резонанса соблюдается.11.2.5 Расчёт пружины на усталостную прочностьМаксимальное касательное напряжение:. Минимальное касательное напряжение:.Амплитудное напряжение:. Среднее напряжение:.ψ= 0,111– влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости при кручении [5]; (упрочнение пружины дробеструйной обработкой) [5], Запас усталостной прочности:, [6].Расчёт распределительного валаРис. 24. Расчётная схема распределительного валаМатериал распределительного вала – высокопрочный чугун с шаровидным графитом, модифицированный магнием ВЧ 40-10. Расчётная схема представлена на рис. 24.Масса элементов газораспределительного механизма при нижнем расположении распределительного вала mМГР=0,434 кг.Нагрузки, действующие на распределительный вал:- сила инерциигде – – максимальное положительное ускорение толкателя (прил.);- сила упругости пружины (сила сжатия пружины)По результатам теплового расчёта (прил. 1): - давление газов в цилиндре в момент открытия выпускного клапана; - давление в выпускном трубопроводе; ,- диаметр тарелки выпускного клапана.Следовательно,Расчёт прогиба распределительного вала:- расстояние от опоры до точки действия силы;- расстояние между опорами; - диаметр распределительного вала; - модуль упругости материала распределительного вала; Напряжение смятия на поверхности кулачка и толкателя:- ширина кулачка; - радиус начальной окружности кулачка; - радиус кривизны кулачка в момент действия ;11.4 Расчет штангиОбычно штанга рассчитывается на устойчивость от продольного изгиба по формуле Эйлера. Критическая силаРкр = 2ЕJ/l2= (3,142‧2‧1011(3,14‧0,0094/64))/0,3102 =4414 Нгде J – экваториальный момент инерции сечения, J = d 4/64;d= 9 мм – диаметр штанги; l =321 мм– длина штанги; Е =2,1‧1011 Н/м2 – модуль упругости первого рода.При этом запас устойчивости штанги n = Ркр/Рт max = 4414/2307= 2.12. Описание систем проектируемого двигателя1.Система топливоподачи. На дизелях ВТЗ используется система топливоподачи, состоящая из топливного насоса высокого давления (ТНВД) распределительного типа модели НД21/4, в одном агрегате с которым смонтированы подкачивающий насос и регулятор, топливных фильтров грубой и тонкой очистки, топливопроводов высокого и низкого давления, форсунок. Топливо подкачивается насосом и подается к фильтру грубой очистки, и нагнетается к фильтру тонкой очистки. После которых попадается в головку ТНВД.2.Смазочная система. На дизеле используется комбинированная смазочная система, т.е. одни трущиеся поверхности смазываются под давлением, другие – разбрызгиванием. Под давлением смазываются коренные и шатунные подшипники коленчатого вала, опоры распределительного вала, втулки промежуточной шестерни газораспределения, шестерни привода топливного насоса, коромысел и верхний конец штанги. Разбрызгиванием – цилиндры, поршневой палец, шестерни газораспределения, кулачки распределительно вала, толкатели, клапаны и их пружины.3.Система охлаждения. Система охлаждения состоит из вентилятора, направляющего кожуха, дефлекторов. На дизеле применена система воздушного охлаждения с нагнетанием воздуха в межреберные каналы головок и цилиндров. Вход воздуха осуществляется через заборную сетку вентилятора, а выход через воздушные каналы головок и цилиндров. Вентилятор служит для отвода тепла от цилиндров и головок.4. Система газораспределения. Система газораспределения обеспечивает наполнение цилиндров воздухом и удаление из них продуктов сгорания. Механизм состоит из распределительного вала, толкателей, штанг, регулировочных винтов, коромысел, клапанных пружин, клапанов, шестерен, которые обеспечивают вращение распределительного вала и топливный и масляный насос. 13.Список используемой литературыГоц, А.Н. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма поршневых двигателей. - Второе изд. - Владимир: Владимирский государственный университет имени Александра Григорьевича и Николая Григорьевича Столетовых, 2014. - 142 с.Гоц, А.Н. Динамика двигателей. Курсовое проектирование. - Владимир: Владимирский государственный университет имени Александра Григорьевича и Николая Григорьевича Столетовых., 2012. - 120 с.Гоц, А.Н. Расчеты на прочность деталей ДВС при напряжениях, переменных во времени. - Второе изд. - Владимир: Владимирский государственный университет, 2011. - 141 с.Гоц, А.Н., Эфрос, В.В. Порядок проектирования автомобильных и тракторных двигателей. - Владимир: Владимирский государственный университет, 2007. - 148 с.Двигатели внутреннего сгорания. Динамика и конструирование / Луканин, В.Н., Алексеев, И.В., Павлов, А.В., Патров, М.Г., Горшков, Ю.В., Назаров, Н.И., Ежов, С.П., Матюхин, Л.М., Синявский, В.В., Под ред. Луканина В.Н, Шатрова М.Г. - Третье изд. - Москва: Высшая школа, 2007. - 397 с.Гуськов, В.Ф. Методические указания к лабораторным работам по дисциплине «Конструирование двигателей внутреннего сгорания». - Владимир: Владимирский государственный университет, 2015.Тракторные дизели / Взоров Б.А., Адамович А.В., Арабян А.Г., Жарнов Э.М., Зубиетов И.П., Смирнов Г.А., Столбов М.С., Филимонов А.И., Маслов В.А., Под ред. Взорова Б.А. - Москва: Машиностроение, 1981.