Розрахунок автомобільного двигуна

Размещено на http://www.allbest.ru/

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ, МОЛОДІ ТА СПОРТУ УКРАЇНИ

НАЦІОНАЛЬНИЙ ТРАНСПОРТНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА «ДВИГУНИ ТА ТЕПЛОТЕХНІКА»

Розрахунково-пояснювальна записка

до курсової роботи

з дисципліни

«Автомобільні двигуни»

Виконав: студент групи

АА-ІІІ-2з

Керівник: проф. Лісовал А.А.

Київ 2016

ЗАВДАННЯ НА КУРСОВУ РОБОТУ

Двигун для вантажного автомобіля. Потужність двигуна 100 кВт. Частота обертання вала 2400 хв^-1. Паливо: дизельне. Двигун V-6, з рідинним охолодженням, 4-и тактний.

Вихідні до розрахунку КШМ(з теплового та динамічного розрахунків)

Діаметр циліндра
Радіус кривошипа
Відношення
Маса поршневого комплекту
Маса шатуна

1. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНІЗМУ

Значення відносних конструктивних параметрів деталей КШМ

Найменування параметра	Для дизеля	Для нашого двигуна
Товщина стінки циліндрів, , мм	8…15	9
Висота поршня, , мм
Висота жарового поясу, , мм		16
Мінімальна товщина днища поршня, , мм		17
Внутрішній діаметр днища поршня, , мм		84,2
Товщина стінки головки поршня		8,4
Радіальна товщина кільця, , мм: - компресійного - кільця для знімання оливи		4,7 4,4
Різниця між зазорами кільця у вільному і робочому стані, – компресійного – кільця для знімання оливи		15,5 13
Радіальний зазор кільця в канавці поршня, , мм - компресійного - кільця для знімання оливи		0,8 1
Число отворів у поршні для відведення оливи,	6…12	10
Діаметр отвору для відведення оливи, , мм	1…2	2
Висота юбки поршня, , мм		90
Висота першої перемички, , мм		5,6
Вістань від верхньої кромки поршня до осі пальця, , мм		65,4
Товщина стінки юбки поршня, , мм	2…5	3
Зовнішній діаметр поршневого пальця, , мм		40
Внутрішній діаметр пальця, , мм		25
Довжина пальця, , мм: – закріпленого		100
Відстань між торцями бобишок, , мм		50
Довжина верхньої головки шатуна, , мм: – із закріпленим пальцем		45
Зовнішній діаметр верхньої головки шатуна, , мм		56
Внутрішній діаметр верхньої головки шатуна,, мм		46
Розміри перерізу шатуна, мм: – мінімальні висота – висота перерізу розташованого в центрі мас шатуна – максимальні ширина двотаврового перерізу – мінімальні ширина двотаврового перерізу	4,0…7,5	30 39 27 5
Діаметр шатунної шийки, , мм		67
Ширина кришки, , мм		40
Товщина кришки, , мм		20
Ширина шатунної шийки, , мм		40
Товщина вкладиша, , мм		2,7
Ширина вкладиша, , мм		36
Вістань між шатунними болтами, , мм		100
Діаметри корінної шийки, мм: - зовнішній - внутрішній		90 23

1.1 Розрахунок циліндра

Розраховують напруження і розтягування в стінці циліндра в небезпечному перерізі шпильки кріплення головки блоку. Напруження в стінці циліндрів знаходять з урахуванням особливостей його конструкції.

Циліндри блочної конструкції розраховують на розтягування по твірній циліндра (рис. 1, а), МПа:

де - максимальний розрахунковий тиск газів у циліндрі, МПа, МПа;

- діаметр циліндра, м, м;

- товщина стінки циліндра, м, .

Тоді

що менше допустимого для чавунних гільз значення .

Рис. 1. До розрахунку гільзи циліндрів.

циліндр шатун двигун клапан

Шпильки кріплення головки блока розраховують на розрив у небезпечному перерізі під дією сили, що виникає під час затягування гайок. Матеріалом шпильок буде вуглецева сталь ().

Сила попереднього затягування шпильок, МН:

де - максимальний тиск при згорянні, МПа, МПа;

- площа обмежена кінцем прокладки довкола камери згоряння, м². Для двигуна з верхнім розміщенням клапанів . Площа поршня, м²:

Тоді площа обмежена кінцем прокладки довкола камери згоряння:

і сила попереднього затягування шпильок:

Сумарна розрахункова сила, що діє на шпильки, МН:

Сумарна сила, яка приходиться на одну шпильку, МН:

де - число шпильок на одному цилідрі. Для двигуна з верхнім розміщенням клапанів Приймаємо .

Напруження розтягу в шпильці, МПа:

де - площа мінімального перерізу за внутрішнім діаметром різьби.

Для вуглецевих сталей Приймемо .

Тоді мінімальний переріз шпильки за внутрішнім діаметром різьби:

1.2 Розрахунок поршня

Для розрахунку поршня беруть максимальне значення тиску газів в циліндрі двигуна та бокової сили .

При розрахунку поршня визначаємо:

а) напруження згину в днищі поршня (рис. 2), МПа:

де - внутрішній радіус поршня,

;

- мінімальна товщина днища поршня,

Для чавунних поршнів з ребрами жорсткості . Умова міцності виконується.

б) напруження стискання в кільцевому х - х, послабленому отворами для відведення оливи, МПа:



де - максимальна сила тиску газів на днище поршня, ;

- площа розрахункового перерізу канавки для оливознімального кільця з урахуванням отворів для відведення оливи:

де - діаметр поршня по дону канавок,

.

- площа повздовжнього діаметрального перерізу каналу для відведення оливи:

Тоді

Умова міцності для чавунних поршнів , виконується.

в) максимальний тиск на поверхню тертя юбки, МПа:

де - висота юбки поршня, .

Умова міцності виконується.

Рис. 2. До розрахунку поршня.

1.3 Розрахунок поршневого пальця

Розрахунок поршневого пальця передбачає визначення:

а) тиск на втулку верхньої головки шатуна, МПа:

де

- коефіцєнт, який враховує масу поршневого пальця і верхньої головки шатуна;

- максимальний тиск від сил інерції деталей, здійснюють зворотно-поступальний рух, МПа, МПа;

- зовнішній діаметр пальця, м, ;

- довжина верхньої головки шатуна, ;

Тоді

Умова міцності виконується.

б) тиск на бобишки поршня, МПа:

де - загальна довжина пальця, ;

- відстань між торцями бобишок,

Умова міцності виконується.

в) напруження згину в пальці, МПа:

де - відношення внутрішнього діаметра пальця до зовнішнього.

Умова міцності виконується.

г) дотичні напруження в пальці від зрізу, МПа:

Умова міцності МПа виконується.

д) максимальнаовалізація пальця, мм:



де МПа - модуль пружності матеріалу пальця. Приймемо .

Допустиме значення максимальної овалізації пальця:

1.4 Розрахунок компресійного кільця

Середній тиск кільця на стінку циліндра, МПа:

де - модуль пружності матеріалу кільця. Для сталі МПа. Приймемо .

- різниця між зазорами замка кільця у вільному і робочому стані, ;

- радіальна товщина кільця, мм;

- коефіцієнт, який враховує форму епюри кільця. Для кільця корегованого тиску ;

- діаметр циліндра, мм м.

Допустиме значення тиску :

Допустиме напруження згину в кільці у робочому стані, МПа:

Напруження згину в кільці у робочому стані, МПа:

Допустиме напруження згину в кільці у робочому стані, МПа:

Напруження згину в кільці під час надівання його на поршень, МПа:

де - коефіцієнт, який залежить від способу надівання кільця.

1.5 Розрахунок шатуна

Приймаємо номінальний діаметр шатунних болтів , крок різьби на болті .

Напруження на розрив у перерізі І - І (рис. 3) верхньої головки шатуна, МПа:

де - сила інерції поршневого комплексу, що діє на верхню головку шатуна, МН;

де - маса поршневого комплекту, приведена до одиниці площі поршня,;

- радіус кривошипа, .

- кутова швидкість колінчастого валу двигуна,

;

- площа поршня, (з розрахунку циліндра);

- зовнішній діаметр верхньої головки шатуна, ;

- внутрішній діаметр верхньої головки шатуна, .

- довжина верхньої головки шатуна, м.

Отже:



Рис. 3. До розрахунку шатуна

Допустиме значення напруження:

Розрахунок стержня шатуна. Запас міцності стержня шатуна визначається в перерізі В - В у середині шатуна (рис. 3) на розтягування від сили інерції

та на стискування від сили

Значення тисків і беремо з графіків динамічного розрахунку двигуна: МПа, МПа.

Напруження стискування з урахуванням поздовжнього вигину стержнів шатуна, які звужуються, МПа:



де - площа поперечного перерізу стержня шатуна (в перерізі В - В):

Напруження розтягування, МПа:

Середнє напруження за цикл (з урахуванням знаку), МПа:

Амплітуда циклу (з урахуванням знаку), МПа:

Запас міцності стержня шатуна:

де - межа втомлення матеріалу з симетричним циклом на розтягування, для вуглецевої сталі . Приймемо ;

- коефіцієнт, що враховує вплив чистоти обробки;

коефіцієнт, який залежить від характеристики матеріалу.

Напруження згину в кришці нижньої головки шатуна визначають і її середньомму перерізі (ІІ - ІІ) від дії сил інерції мас деталей, які здійснюють поступальний та обертальний рух і знаходяться вище площини роз'єму кришки (рис. 3) Розрахункова сила, МН:

де , , - приведені маси поршневого комплекту, шатуна, кришки нижньої головки шатуна: , , .

Тоді:

Напруження згину, МПа:

де - відстань між шатнунними болтами,

- момент опору розрахункового перерізу (ІІ - ІІ) кришки без ребер жорсткості:

де , - відповідно ширина і товщина кришки в розрахунковому перерізі, , .

- момент інерції перерізу кришки:

- момент інерції перерізу вкладиша:

де , - відповідно ширина і товщина шатунного вкладиша, , .

, - площі поперечного перерізу відповідно кришки і вкладиша,,

Умова виконується.

Запас міцності шатунних болтів. Сила, яка розтягує шатунні болти, МН:

де - сила попередньої затяжки болтів, ;

- коефіцієнт основного навантаження різьбового з'єднання, . Приймемо .

- кількість болтів в одному шатуні.

Максимальне і мінімальне напруження в болті, МПа:

де - мінімальні площа перерізу болта (рис. 3):

де .

Середнє напруження за цикл, МПа:

Амплітуда коливань напружень

Запас міцності

де - коефіцієнт концентрації напружень в різьбі.

Значення , , - такі, як і для матеріалів стержня шатуна.

Запас міцності достатній (більший 2).

1.6 Розрахунок колінчастого вала

Середній тиск на шийку, МПа:

де - середнє значення сили, яка діє на шатунну шийку; МН.

- середнє значення тиску на шатунну шийку, МПа;

- діаметр та ширина шатунної шийки, , .

Максимальний тиск на шатунну шийку, МПа:

де - максимальне значення сили, що діє на шатунну шийку, ;

- максимальний тиск на шатунну шийку, МПа.

Для дизеля



Обидві умови виконуються для розроблюваного двигуна.

Величини , взяті з графіків до динамічного розрахунку двигуна.

Запас міцності корінної шийки на напруження кручення. Для розрахунку запасу міцності задньої корінної шийки на кручення беруть максимальну мінімальну величини сумарного тиску дотичної сили.

Напруження від максимальної дотичної сили, МПа:

де - сумарний максимальний крутний момент, ;

- момент опору для кільцевого перерізу корінної шийки вала:

і - відповідно зовнішній та внутрішній діаметри корінної шийки,

, .

Напруження від мінімальної дотичної сили, МПа:



де - сумарний максимальний крутний момент, ;

Середнє напруження циклу, МПа:

Амплітуда коливань напружень, МПа:

Запас міцності корінної шийки:

де - межа утомленості матеріалу на кручення з симетричним циклом напруження, МПа:

- для вуглецевих сталей, приймемо МПа;

- коефіцієнт, який враховує концентрацію напружень, приймемо ;

- коефіцієнт, що враховує масштабні та технологічні фактори, ;

- коефіцієнт, що залежить від характеристики утомленої міцності матеріалу.

Запас міцності повинен бути не менше ніж 3.

1.7 Розрахунок маховика за умов забезпечення рівномірномірності ходу двигуна

При розрахунку маховика приймається, що його маса зосереджена в ободі, а поперечний переріз ободу має прямокутну форму (рис. 4, а).

Рис. 4. До розрахунку сил інерції маховика.

Мета розрахунку:

а) визначити масу маховика, за якої нерівномірність ходу двигуна не перевищує ;

б) визначити розміри ободу маховика: середній діаметр , товщину та ширину ;

в) перевірити колову швидкість на зовнішньому діаметрі ободу маховика.

Необхідний момент інерції двигуна з маховиком, :

де - надмірна позитивна робота в результаті дії сумарної дотичної сили ;

- кутова швидкість обертання колінчастого вала двигуна за номінального режиму, ;

- масштаб тиску сили (з першого листа курсової роботи), МПа в одному міліметрі, ;

- масштаб кута повороту кривошипа (з діаграми сумарного крутного моменту на першому листі проекту), 1/мм;

- площа, що показує найбільшу надмірну позитивну роботу сумарної дотичної сили, яка діє на кривошип, мм²;

- радіус кривошипа, м;

- площа поперечного перерізу поршня,

- нерівномірність ходу двигуна, приймемо .

Тоді

Момент інерції маховика автомобільного двигуна, :

Середній діаметр обода маховика приймають з конструктивних міркувань і за ним визначають масу маховика . Відомо, що

звідки

де - середній діаметр обода маховика,

м.

- хід поршня, м.

Товщину обода приймаємо , а ширина



де - густина матеріалу маховика (чавун, сталь).

Колова швидкість на зовнішньому діаметрі обода маховика, м/с:

Умова , для стальних маховиків, виконується.

2. РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ГАЗОРОЗПОДІЛУ

Основні параметри механізму газорозподілу: діаметри впускної та випускної горловин, максимальна висота підйому клапана, кути дії кулачків впускного та випускного клапанів, параметри профілю кулачка, розміри клапанної пружини та запас її міцності.

2.1 Визначення діаметрів горловин клапанів

Діаметри горловин впускного та випускного клапанів, м:

де - середня швидкість поршня,

;

- частота обертання колінчастого вала за номінального режиму, ;

- хід поршня, ;

-площа поршня, ;

- кількість впускних або випускних клапанів в циліндрі, ;

- середня швидкість газу в горловині впускного або випускного клапана, м/с. Середня швидкість газу в горловині впускного клапана 40…80 м/с, випускного - 70…100 м/с. Приймаємо для впускного клапана і для випускного клапана.

Тоді:

- для впускного клапана:



- для випускного клапана:

2.2 Розрахунок висоти підйому клапана

Максимальна висота підйому клапана, м:

де - діаметр горловини, для впускного клапана , для випускного ;

- кут фаски на головці клапана,

Тоді максимальна висота підйому клапана:

– впускного:

– випускного:

2.3 Визначення кута дії кулачка

Кути дії кулачків визначаються за формулами в гардусах повороту колінчастого валу:

а) кулачок впускного клапана

б) кулачок випускного клапана

де , , , - кути випередження відкриття і запізнення закриття впускного та випускного клапанів в градусах повороту колінчастого вала.

2.4 Визначення параметрів профілю кулачка

Для механізму газорозподілення, який розраховують в курсовій роботі, застосовують випуклі кулачки, окреслені дугами кіл двох радіусів, що працюють з плоскими штовхачами (рис. 5).

Рис. 5. До побудови профілю кулачка.

Потрібно визначити радіус початкового кола кулачка та радіуси і двох дуг профілю кулачка, мм: при безпосередньому приводу клапана від кулачка

де , - максимальний підйом штовхача впускного та випускного клапанів, відповідно. При безпосередньому приводі від кулачка , .

З технологічних міркувань мм, приймемо :

де . Для впускного клапана:

для випускного:

Для забезпечення зазора в клапанному механізмі тилову частину кулачка виконують радіусом :

де , - температурні впускного та випускного клапанів, відповідно. Для впускних клапанів мм, для випускних мм. Приймемо мм, мм.

2.5 Визначення розмірів та запасу міцності клапанної пружини

Для розрахунку береться пружина впускного клапана як більш навантажена, оскільки діаметр впускного клапана, а внаслідок цього і його маса, більші.

Основні розміри пружини, які необхідно визначити: - середній діаметр пружини; - діаметр дроту пружини; - жорсткість пружини; - кількість робочих витків; - довжина пружини у вільному стані.

Для розрахунку необхідно визначити максимальну та мінімальну сили, що діють на пружину на ділянці з негативним прискоренням.

Сила, яка діє на пружину, Н:

– максимальна

– мінімальна

де - приведена до осі клапана сумарна маса клапанного механізму:

де - для механізму із безпосереднім приводом клапана від кулачка. Приймемо .

- площа прохідного перерізу впускної горловини:

- коефіцієнт запасу, для дизелів . Приймемо .

- кутова швидкість обертання кулачка:

- відстань від опори до клапана, м;

- відстань від опори до штовхача, м.

Для механізму із безпосереднім приводом клапана від кулачка .

Тоді

Для перевірки надійності закриття клапана визначається сила , яка діє на закритий випускний клапан за найбільшого розрідження в циліндрі, МН:

де - різниця тисків у впускному трубопроводі і в циліндрі відповідно, МПа. Ця різниця для дизеля становить МПа. Приймемо МПа.

- діаметр горловини випускного клапана, м.

Умова виконується.

Середній діаметр пружини, м:

Діаметр дроту пружини, м:

де ; приймемо .

- максимальна сила, що діє на пружину, .

- межа утомлення від кручення; МПа. Приймемо .

Одержане значення закруглюємо до .

Визначимо запас міцності пружини:

а) максимальне та мінімальне дотичні напруження в пружині, МПа:

б) середнє напруження циклу та амплітуда коливань напружень, МПа:

в) запас міцності пружини:

де МПа. Приймаємо МПа.

При симетричному циклі напружень ; .

Запас міцності пружини достатній (повинен бути не менше 1,2…1,4).

Жорсткість пружини, МН/м:

Кількість робочих витків пружини

де , МН/м² - модуль пружності другого роду для пружинних сталей. Приймемо МПа/м².

Почне число витків .

Деформація пружини:

а) при закритому клапані, мм:

де - жорсткість пружини, Н/м.

б) при повністю відкритому клапані, мм:

Довжина вільної пружини у вільному стані, мм:

де - мінімальний зазор між нитками пружини при повністю відкритому клапані, мм, приймемо мм;

- діаметр дроту пружини, мм.

3. РОЗРАХУНОК СИСТЕМИ МАЩЕННЯ

3.1 Визначення кількості моторної оливи, що циркулює в двигуні

Схема системи мащення з мокрим картером показана на рис. 6.

Рис. 6. Схема системи мащення: 1 - насос; 2 - редукційний клапан; 3 - зворотний клапан; 4 - фільтруючий елемент; 5 - перепускний клапан; 6 - колінчастий вал; 7 - розподільчий вал; 8 - вісь коромисла; 9 - радіатор; 10 - клапан

Кількість відведеної оливою теплоти, кДж/с:

де - кількість теплоти, що виділяється під час згоряння палива, кДж/с,

- нижча теплота згоряння одного кілограма палива, кДж/кг,

 -годинна витрата палива двигуном, кг/год. Визначається через витрату палива та ефективну потужність, кВт:

Приймемо , тоді .

Кількість циркулюючої рідини, м³/с:

де - густина моторної оливи, ;

- середня теплоємність моторної оливи, ;

- різниця температур моторної оливи на вході та на виході з двигуна, К.

3.2 Розрахунок насосу для підведення оливи

В розрахунку насосу для підкачування оливи циркуляційні витрати оливи збільшуються вдвічі:

З урахуванням втрат крізь зазори в насосі розрахункові витрати, м³/с:

де - об'ємний коефіцієнт подачі насоса. Приймемо .

Розміри шестерень знаходимо, скориставшись виразом для знаходження розрахункових витрат:

де - діаметр початкового кола шестерні, м; ;

- число зубців, , приймемо ;

- модуль зчеплення, м; , приймемо ;

- відповідно висота та довжина зуба, м;

- частота обертання шестерні насоса, хв^-1, приймемо .

Тоді

і висота зуба

а довжина

Потужність, яка витрачається на привід насосу для підкачування оливи, кВт:

де - робочий тиск оливи в системі, . Приймемо ;

- механічний ККД насоса. Приймемо .

4. РОЗРАХУНОК РІДИННОЇ СИСТЕМИ ОХОЛОДЖЕННЯ

4.1 Визначення кількості рідини, яка циркулює в системі

Схем рідинної системи охолодження зображена на рис. 7.

Рис. 7. Схема рідинної системи охолодження: 1 - радіатор; 2 - вентилятор; 3 - насос; 4 - термостат; 5 - розподільна труба

Кількість відведеної в охолодну рідину теплоти для дизелів визначається за залежністю, кДж/с:

для дизелів

Приймемо . Тоді

де - з розрахунку системи мащення двигуна.

Циркуляційні витрати рідини в системі, м³/с:

де - густина охолодної рідини, ;

- теплоємність охолодної рідини, ;

- різниця температур охолодної рідини на виході з двигуна і на вході в нього, . Приймемо К.

4.2. Розрахунок рідинного насоса

Подача рідинного насоса і потужність, необхідна для його приводу:

а) розрахункова подача рідинного насоса, м³/с:

де - коефіцієнт подачі насоса, приймемо .

б) потужність, витрачена на привод рідинного насоса, кВт:

де - тиск, який створюється насосом, МПа, приймаємо МПа;

- механічний ККД насоса рідинного насоса, приймаємо .

4.3 Розрахунок вентилятора

Кількість повітря, що проходить через радіатор, м³/с:

де - кількість теплоти, відведеної від охолодної рідини, ;

- густина повітря за його середньої температури, кг/м³:

- тиск оточуючого середовища, ;

- газова стала для повітря;

- середня температура повітря в радіаторі; К;

- середня теплоємність повітря;

- перепад температур повітря на вході і виході з радіатора, . Приймемо К.

Діаметр лопастей вентилятора, м:

де - швидкість повітря, яку створює вентилятор перед радіатором,

. Приймемо м/с.

Частота обертання вентилятора, хв^-1:

де - колова швидкість кінця лопаті робочого колеса вентилятора. Приймаємо м/с.

Потужність, яка витрачається на привод вентилятора, кВт:

де - опір повітряного тракту, ; приймемо ;

- ККД вентилятора: для литих вентиляторів - ; приймаємо .

5. АНАЛІЗ ЗРІВНОВАЖЕНОСТІ ДВИГУНА

Колінчастий вал такого двигуна має коліна, що розміщені під кутом 120є.

Рівнодійна сил інерції першого порядка рівна нулю: . Сумарний момент від сил інерції першого порядку діє в обертальній площині, що складає зі площиною першого кривошипу кут 30є, і становить

Рівнодійні сили другого порядку для кожної секції завжди напрямлені горизонтально перпендикулярно вісі колінчастого вала. Сума цих сил дорівнює нулю.

Сумарний момент від сил інерції другого порядку діє в горизонтальній площині

Відцентрові сили взаємно врівноважуються:

Сумарний момент відцентрових сил діє у одній площині з моментом :

Використана література

1. Абрамчук Ф.І., Гутаревич Ю. Ф., Долганов К. Є., Тимченко І. І. Автомобільні двигуни: Підручник. - 4-те видання. - К.: Арістей, 2009. - 476 с.

2. Архангельский В. М. и др. Автомобильные двигатели. - М.: машиностроение, 1977. - 591 с.

3. Колчин А.И., Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторних двигателей. - 4-е издание. стер. - М.: Высш. шк., 2008. - 496 с.

Размещено на Allbest.ur

...