Расчет автомобильных двигателей: методические указания к курсовому проекту. Ч.2. Динамический расчет и компоновка двигателя

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования “Оренбургский государственный университет” Кафедра автомобильного транспорта

Н.Н. ЯКУНИН, Р.Ф. КАЛИМУЛЛИН, С.В. ГОРБАЧЕВ

РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ К КУРСОВОМУ ПРОЕКТИРОВАНИЮ ЧАСТЬ 2 ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И КОМПОНОВКА ДВИГАТЕЛЯ

Рекомендовано к изданию Редакционно-издательским советом государственного образовательного учреждения “Оренбургский государственный университет”

Оренбург 2003 3

ББК 39.35я7 Я49 УДК 621.43:621.827(07)

Рецензент кандидат технических наук, доцент С.Ю. Решетов

Я49

Якунин Н.Н., Калимуллин Р.Ф., Горбачев С.В. Расчет автомобильных двигателей: методические указания к курсовому проекту, часть 2 – динамический расчет и компоновка двигателя.- Оренбург: ГОУ ОГУ, 2003. - 32 с.

Методические указания содержат методики динамического расчета кривошипно-шатунного механизма, расчета внешней скоростной характеристики, оценки надежности двигателя, подбора автотранспортного средства к двигателю, а также порядок компоновки двигателя. Методические указания предназначены для выполнения курсового проекта по дисциплинам “Автомобильные двигатели” и “Рабочие процессы, конструкция и основы расчета тепловых двигателей и энергетических установок” для студентов специальностей 15.02.00, 23.01.00 и специализации 23.07.12 всех форм обучения.

Я

2203050000 6 Л 9 − 03

ББК 39.35я7

© Якунин Н.Н., 2003 © Калимуллин Р.Ф., 2003 © Горбачев С.В., 2003 © ГОУ ОГУ, 2003 4

1 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма двигателя 1.1 Общие сведения

При работе двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма (КШМ) действуют силы давления газов в цилиндре и силы инерции движущихся масс механизма. Различают силы инерции возвратнопоступательно движущихся масс Рj и центробежные силы инерции вращающихся масс Кr. От сил давления газов и сил инерции возникают производные от них силы трения, силы полезного сопротивления на коленчатом валу, реакции на опорах коленчатого вала и двигателя. Расчет и анализ сил, действующих в КШМ, необходимы для выполнения расчета деталей двигателя на прочность, определения нагрузок на подшипники коленчатого вала и прогнозирования их износа, анализа уравновешенности и расчета подвески двигателя, определения неравномерности вращения коленчатого вала и расчета маховика. В течение каждого рабочего цикла значения и направления сил, действующих в КШМ, изменяются. Для выявления характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала и построения соответствующих графиков необходимо рассчитать их значения при определенных положениях вала через 30о в пределах от нуля до 720о для четырехтактных двигателей. За нуль принимается такое положение кривошипа, при котором поршень находится в начале такта впуска. Динамический расчет КШМ выполняется для режима номинальной мощности. Исходные данные (из теплового расчета): - индикаторная диаграмма в координатах р – V; - частота вращения коленчатого вала n, мин-1; - диаметр цилиндра D, м; - ход поршня S, м; - отношение λ радиуса кривошипа R к длине шатуна Lш. 1.2 Расчет силовых факторов, действующих в кривошипношатунном механизме

Изменение давления газов на днище поршня представляется в виде индикаторной диаграммы рг = f(V) или рг = φ(S). Для удобства выполнения последующих расчетов индикаторная диаграмма перестраивается в координаты ∆pг = φ(α) (α – угол поворота кривошипа). Перестроение индикаторной диаграммы производится графически по методу профессора Ф.А. Брикса, взяв значение давления рг через каждые 30о угла поворота кривошипа. Для этого в соответствии с рисунком 1 под индикаторной диаграммой строится вспомогательная полуокружность 5

радиусом R′, равным половине отрезка на индикаторной диаграмме, соответствующего ходу поршня. От центра О полуокружности в сторону НМТ откладывается поправка проф. Ф.А. Брикса, равная R′λ/2 в мм.

Рисунок 1 – Перестроение (развертка) индикаторной диаграммы в координаты р – α и построение сил, действующих в КШМ, по углу поворота кривошипа α Из полученной точки О' проводятся лучи до пересечения с полуокружностью под углами от 30 до 150о с шагом 30о к горизонтали. Точки, 6

полученные на полуокружности, соответствуют определенным углам α. Из этих точек проводятся вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Справа от индикаторной диаграммы проводятся оси координат, где по оси ординат откладываются сила ∆Pг, а по оси абсцисс – угол α. Сила давления газов ∆Рг в Н определяется по формуле

(

)

∆ Pг = р г − р 0 FП ,

(1.1)

где рг – индикаторное давление газов (давление над поршнем) при заданном угле поворота кривошипа, МПа; р0 – давление в картере двигателя (под поршнем), МПа; принимается равным атмосферному – р0 = 0,1 МПа; FП – площадь поршня, м2; определяется из выражения FП = π D2/4. Поскольку силу на поршень создает избыточное давление газов, отсчет ординат на индикаторной диаграмме при перестроении следует производить от атмосферного давления. Развернутая индикаторная диаграмма в соответствующем масштабе является графиком изменения сил давления газов ∆Pг = φ(α). Масштаб этих сил в Н/мм µ = 106 µр FП, где µр – масштаб давления в МПа/мм, принятый при построении индикаторной диаграммы. Определение силы давления газов таким образом сводится к умножению ординат графика ∆Pг = φ(α) на масштаб сил µ. Результаты расчета ∆Pг сводятся в таблицу 2. Для определения сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс необходимо определить массу mj в кг частей кривошипно-шатунного механизма, совершающих возвратно-поступательное движение: mj = mп + mш.п,

(1.2)

где mп – масса поршневого комплекта (поршень, палец, поршневые кольца, детали стопорения пальца), кг; mш.п – часть массы шатуна в сборе, отнесенная к поступательно движущимся массам, кг. Для большинства существующих конструкций автомобильных двигателей mш.п = (0,25…0,30) mш, где mш – масса шатуна в сборе. Массы mп и mш рассчитываются по чертежам деталей или выбираются по статистическим данным по следующим зависимостям mп = mп′ FП,

(1.3)

mш = mш′ FП,

(1.4)

где mп′ и mш′ - удельные массы соответственно поршневого комплекта и шатуна, значения которых приведены в таблице 1. Таблица 1 – Удельная масса в кг/м2 элементов КШМ 7

Элемент КШМ

Поршневой комплект: - алюминиевый сплав - чугун Шатун

Карбюраторные двигатели при диаметре поршня, мм 60…80 80…120 80…120 150…200 100…150

100…150 180…250 130…200

Дизельные двигатели при диаметре поршня, мм 80…100 100…140 150…220 250…320 250…320

200…300 300…400 300…400

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс Рj в Н определяется по формуле Рj = - mj R ω2 (cosα + λ cos2α),

(1.5)

где R – радиус кривошипа, м; R = 0,5 S (S – ход поршня); ω – угловая скорость коленчатого вала, ω = π n/30, рад/c. Значения (cosα + λ cos2α) для различных α и λ приведены в приложении А. Расчеты Рj проводятся для тех же значений α, для которых определялась ∆Pг. Результаты расчета сводятся в таблицу 2. Суммарная сила Р в Н, действующая на поршневой палец, определяется алгебраическим сложением сил давления газов ∆Pг и сил инерции возвратнопоступательно движущихся масс Рj по формуле Р = ∆Pг + Рj.

(1.6)

Результаты расчетов сводятся в таблицу 2. От действия суммарной силы возникают следующие силы: - суммарная нормальная (боковая) сила N в Н, направленная перпендикулярно оси цилиндра; определяется по формуле N = Р tgβ;

(1.7)

- суммарная радиальная сила К в Н, направленная по радиусу кривошипа; определяется по формуле K = Р cos(α +β)/cosβ;

(1.8)

- суммарная тангенциальная сила Т в Н, направленная перпендикулярно к радиусу кривошипа; определяется по формуле T = Р sin(α +β )/cosβ;

(1.9)

- суммарная сила, действующая вдоль шатуна Sш в Н определяется по формуле 8

Sш = Р (1/cos β),

(1.10)

где β – угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра, β = arcsin(λ sinα). Значения тригонометрических функций для различных α и λ приведены в приложении А. Результаты расчета сил K, N, T, Sш сводятся в таблицу 2. Суммарный (индикаторный) крутящий момент Мкр в Н·м, развиваемый одним цилиндром двигателя Мкр = TR.

(1.11)

Центробежная сила инерции вращающей части шатуна Кr.ш в Н, направленная по радиусу кривошипа и нагружающая шатунную шейку (шатунный подшипник) Кr.ш = - mш.к R ω2.

(1.12)

где mш.к – часть массы шатуна, отнесённая к вращающимся массам, кг, mш.к= mш – mш.п. Результирующая сила Rш.ш, действующая на шатунную шейку представляет собой геометрическую сумму ρ ρ ρ ρ R ш .ш = T + K + K r .ш . (1.13) Абсолютное значение этой силы в Н определяется по формуле R ш .ш = Т 2 + ( К + К r .ш ) 2 ,

(1.14)

а ее направление относительно кривошипа определяется углом Ψ = arctg[T/(K+Kr.ш)].

(1.15)

Результаты вычисления силы Rш.ш и угла Ψ сводятся в таблицу 2. Таблица 2 – Результаты вычисления сил, действующих в кривошипношатунном механизме α

∆Рг мм Н

Рj мм

P Н

мм

Н

Sш мм Н

N мм

K Н

мм

T Н

мм

Н

Rш.ш мм Н

Ψ

9

1.3 Построение графиков сил и моментов

Графики изменения сил, действующих в КШМ, в зависимости от угла поворота кривошипа строятся в прямоугольной системе координат по данным таблицы 2. При этом рекомендуется в соответствии с рисунком 1 на одной координатной сетке группировать несколько графиков - ∆Pг, Pj, P; Sш, N; К, Т. Все графики строятся в одном масштабе µ, с одинаковым шагом угла поворота кривошипа, а прямоугольные координатные сетки располагать одну под другой. График Rш.ш строится также и в полярных координатах с базовым направлением (полярной осью) по кривошипу (рисунок 2), для чего используется угол Ψ. При построении полярной диаграммы положительный угол Ψ вектора силы Rш.ш откладывается от оси Ош-К против часовой стрелки, начало вектора Rш.ш в точке Ош, а конец вектора является точкой на полярной диаграмме.

Рисунок 2 – Диаграмма результирующей силы, действующей на шатунную шейку кривошипа По графику силы Rш.ш в прямоугольной системе координат определяются ее максимальное Rш.ш.max, минимальное Rш.ш.min и среднее значения Rш.ш.ср по формуле Rш.ш.ср = F µ/l, Н,

(1.16)

где F – площадь, ограниченная кривой Rш.ш = f (α) и осью абсцисс, мм2 ; l – длина диаграммы по оси α, мм; µ – принятый в динамическом расчете масштаб сил, Н/мм. 10

Кривая тангенциальных сил T в масштабе µМкр = µ R в Н·м/мм является кривой изменения индикаторного крутящего момента Мкр, развиваемого одним цилиндром. Построение графика суммарного индикаторного крутящего момента ΣМкр = f(α) многоцилиндрового двигателя (с равномерным чередованием одноименных процессов) сводится к суммированию крутящих моментов от всех цилиндров с учетом чередования вспышек. Так как величины и характер изменения крутящего момента по углу поворота коленчатого вала одинаковы и отличаются лишь угловыми интервалами, равными угловым интервалам между вспышками в отдельных цилиндрах, то для подсчета суммарного крутящего момента достаточно иметь значения крутящего момента одного цилиндра. При разных интервалах между вспышками крутящий момент будет периодически изменяться для четырехтактных двигателей через θ = 720/i градуса. Построение кривой суммарного крутящего момента осуществляется графическим способом. Для этого кривую крутящего момента одного цилиндра разбиваем на столько равных частей по длине, сколько цилиндров в двигателе (рисунок 3, а). Все участки кривой сводятся на новой координатной сетке длиной θ и графически суммируются ординаты (рисунок 3, б).

Рисунок 3 – Построение графика суммарного индикаторного момента многоцилиндрового двигателя при равномерном чередовании процессов: а – исходный график крутящего момента, развиваемого одним цилиндром; б – построение графика суммарного момента 11

Результирующая кривая ΣМкр = f(α) показывает изменение суммарного индикаторного крутящего момента двигателя в зависимости от угла поворота кривошипа коленчатого вала. Среднее значение суммарного индикаторного крутящего момента двигателя ΣМкр.ср (индикаторный крутящий момент) в Н·м определяется графоаналитическим способом по формуле ΣМкр.ср=(F1 – F2) µМкр/l,

(1.17)

где F1 и F2 – площади, ограниченные кривой ΣМкр = f(α) соответственно выше и ниже оси абсцисс в пределах одного периода, мм2 (при I ≥ 6 в большинстве случаев F2 = 0); l – длина графика в пределах одного периода, мм. Эффективный крутящий момент двигателя в Н·м Ме = ΣМкр.ср ηМ,

(1.18)

где ηМ – механический КПД двигателя (из теплового расчета). Полученное значение Ме не должно отличатся более чем на ∆ = 5% от рассчитанного в тепловом расчете значения Ме. 2 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя

Внешней скоростной характеристикой двигателя называют зависимости показателей работы двигателя от частоты вращения коленчатого вала при полностью открытой дроссельной заслонке для карбюраторного двигателя или положении рейки топливного насоса у дизельного двигателя, соответствующего максимальной подачи топлива. Наиболее точно внешнюю скоростную характеристику проектируемого двигателя можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для нескольких режимов работы (при различной частоте вращения) двигателя. Однако с достаточной степенью точности эту характеристику можно построить и по результатам теплового расчета, проведенного для одного режима – режима максимальной мощности. Для расчета эффективной мощности Nех в кВт и эффективного удельного расхода топлива gex в г/(кВт·ч) используются следующие эмпирические зависимости: N ex = N max g ex = g eN 12

2 nx  nx  nx    ; c1 + c 2 − nN  n N  n N    

 n n c 3 − c 4 x + c 5  x nN   nN

  

2

 , 

(2.1)

(2.2)

где Neх и geх – эффективная мощность и удельный расход топлива при заданной (текущей) частоте вращения коленчатого вала nx; Nmax и geN – максимальная расчетная мощность двигателя и соответствующий ей удельный расход топлива (значение geN определяется в тепловом расчете); nN – частота вращения коленчатого вала при Nemax, мин-1; с1,…, с5 – коэффициенты, значения которых представлены в таблице 3. Таблица 3 – Значения коэффициентов сi для расчета характеристик двигателя Тип двигателя Карбюраторный Дизельный: - с неразделенной камерой сгорания - с разделенной камерой сгорания - с вихревой камерой

Значения коэффициентов с1 с2 с3 с4 с5 1 1 1,2 1 0,8 0,5 0,6 0,7

1,5 1,4 1,3

1,55 1,2 1,35

1,55 1,2 1,35

1 1 1

Значения Nmax и nN рассчитываются по следующим приближенным формулам: - для карбюраторных двигателей легковых автомобилей (Ne ≤ 80 кВт) Nmax=Ne/0,93,

nN=0,85 n;

- для карбюраторных двигателей грузовых автомобилей (Ne > 80 кВт) Nmax=Ne,

nN = n;

- для дизельных двигателей Nmax=Ne/0,93, nN=1,15 n, где Ne и n –номинальная эффективная мощность двигателя и соответствующая ей частота вращения коленчатого вала. Точки кривой эффективного крутящего момента в Н·м определяются по формуле: Mex = 30 000 Neх/(π nx).

(2.3)

Часовой расход топлива в кг/ч определяется по зависимости GТх = gex Nex 10-3.

(2.4) 13

Рекомендуемый интервал изменения частоты вращения коленчатого вала при расчете внешней скоростной характеристики – 200…400 мин-1 от минимальной устойчивой частоты (для карбюраторных двигателей nmin = 400…1200 мин-1 и для дизелей nmin = 350…700 мин-1) до nN. На графике должно быть не менее семи точек. Все результаты расчетов сводятся в таблицу 4 и строится внешняя скоростная характеристика (зависимости Ne, Me, ge, GT от n). Таблица 4 – Результаты расчета внешней скоростной характеристики n

Параметры скоростной характеристики Ne, кВт Me, Н·м ge, г/(кВт·ч) GT, кг/ч

nmin nN nmax Пример внешних скоростных характеристик дизельного двигателей показан на рисунке 4.

а)

карбюраторного

б)

Рисунок 4 – Внешняя скоростная характеристика двигателя: а – карбюраторного (ВАЗ 2106); б – дизельного (КамАЗ 740) 14

и

3 Оценка надежности проектируемого двигателя

При проектировании двигателя ориентировочная оценка надежности двигателя может быть осуществлена определением следующих критериев: - критерий Б. Я. Гинцбурга ′ N NП = e , iD

(3.1)

где Ne – номинальная мощность, кВт; I – число цилиндров; D – диаметр цилиндра, см; - критерий А. К. Костина q П = 2,34U П .СР

0 ,5

 p e g eTk   T0

  

0 , 55

 D    p η  k V 

0 , 35

,

(3.2)

где UП.СР – средняя скорость поршня, м/с; ре – среднее эффективное давление, МПа; ge – удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт·ч); D – диаметр цилиндра, дм; pk и Tk – давление, МПа, и температура, К, на впуске; ηV – коэффициент наполнения. У современных, достаточно надежно работающих автомобильных двигателей, значения указанных критериев находятся в следующих пределах: NП′ = 1,5…2,5 кВт/см, qП = 3,5…7,0. Если у спроектированного двигателя значения критериев не превышают указанных значений, то ориентировочно можно считать двигатель надежным. 4 Подбор автотранспортного средства к двигателю

Подбор автотранспортного средства (АТС) к проектируемому двигателю включает определение типа АТС, полной массы и максимальной скорости. Тип АТС выбирается по номинальной мощности двигателя: - если Ne ≤ 80 кВт – легковой автомобиль; - если Ne > 80 кВт – грузовой автомобиль или автобус. Для ориентировочной оценки полной массы АТС ma в кг пользуются статистическими данными по удельным мощностям двигателя по формуле N ma = e , (4.1) N уд 15

где Ne – максимальная (номинальная) мощность двигателя, кВт; Nуд – удельная мощность двигателя, кВт/кг. Для легковых автомобилей Nуд = 0,040…0,045; для грузовых – Nуд = 0,009…0,010; для автобусов – Nуд = 0,010…0,012. Связь между максимальной мощностью двигателя и максимальной скоростью АТС выражается следующей формулой, полученной из уравнения баланса сил, действующих на движущиеся по прямой поверхности АТС:

(

)

Va max ϕma + k в FVa2max N= , 1000ηТ

(4.2)

где Va max – максимальная скорость АТС, м/с; φ – коэффициент суммарного сопротивления дороги (асфальтобетонное покрытие); для легковых автомобилей φ=2·10-7Va max2; для грузовых автомобилей и автобусов φ=0,015+6·10-6Va max2; ma – масса АТС, кг; ηт = 0,85…0,9 – КПД трансмиссии; kв – коэффициент обтекаемости, Н·с2/м4; для легковых автомобилей kв = 0,2…0,3; для грузовых автомобилей kв = 0,5…0,7; для автобусов kв = 0,35…0,45; F – лобовая площадь АТС, м2; для легковых автомобилей F = 1,5…2,0; для грузовых автомобилей F = 3,0…6,5; для автобусов kв = 3,0…7,5. Для определения Va max выбирается несколько значений скорости Va, для которых рассчитываются соответствующие мощности N. Точка пересечения графика N = f(Va) c прямой N = Nе в соответствии с рисунком 5 даст искомое значение скорости Va max. Максимальная скорость Va max′ в км/ч определяется по формуле Va max′ = 3,6 Va max.

Рисунок 5 – Графическое определение максимальной скорости Va max 16

(4.3)

5 Порядок компоновки двигателя

Компоновка является первым этапом разработки конструкции двигателя. Уточнение и детализацию компоновки двигателя производят на последующих этапах проектирования. В процессе компоновки получают наиболее рациональный вариант относительного расположения механизмов, агрегатов и отдельных деталей двигателя с одновременной увязкой их основных размеров. Из всех агрегатов автомобиля двигатель является наиболее крупным механизмом. Конструктор стремится сделать его наиболее компактным, исходя из условия размещения на автомобиле. Автомобильные двигатели в большинстве многоцилиндровые. По относительному расположению цилиндров различают однорядные и двухрядные двигатели. Однорядные двигатели могут быть с вертикальным, горизонтальным или наклонным расположением продольных осей цилиндров. Их характерной особенностью является последовательное расположение цилиндров в одной плоскости. В той же плоскости находится и продольная ось коленчатого вала. Когда указанные плоскости параллельны, двигатель называется однорядным дезаксиальным. Однорядные двигатели наиболее просты с конструктивной и технологической точек зрения. Техническое обслуживание таких двигателей также достаточно просто. На автомобилях используются двигатели с числом цилиндров не более шести в одном ряду. При большем числе цилиндров начинает сказываться основной недостаток такой компоновки - большие габариты двигателя, особенно его длина. Однорядные двигатели с наклонным расположением цилиндров обеспечивают доступ к узлам и деталям при техническом обслуживании. Например, наклон оси цилиндров двигателя АЗЛК-2140 на 20° способствует существенному упрощению процесса регулирования механизма газораспределения, улучшению условий доступа к свечам накаливания, а также расширению компоновочных возможностей моторного отсека в целом. Двигатели с горизонтальным расположением цилиндров применяются на автобусах, для которых увеличение полезного объема салона имеет первостепенное значение. При такой компоновке двигатель легко размещается под полом кузова. Все городские автобусы фирмы “Икарус” выполнены по этой схеме. Двигатели с горизонтальным расположением цилиндров позволяют также понизить общий центр тяжести машины, что важно для специальных машин. При двухрядном расположении цилиндров их оси могут быть наклонены под некоторым углом друг к другу. Если угол наклона составляет 180°, двигатели называют оппозитными, при угле развала менее 180° - V-образными. V-образные двигатели нашли широкое применение на грузовых автомобилях. 17

Именно на таких машинах наиболее полно проявляются их преимущества: малые масса и габариты (компактность); повышенный срок службы, обусловленный высокой жесткостью корпусных деталей коленчатого и кулачкового валов. Наиболее рациональной компоновочной схемой будет та, которая обеспечит достижение наилучшего сочетания укрупненных техникоэкономических показателей проектируемого двигателя. Обычно компоновку двигателя выполняют в масштабе 1:1 или 1:2 в соответствии с рисунком 6.

18

Рисунок 6 - Компоновочная схема рядного двигателя с вертикальным расположением цилиндров Работа начинается с разметки кривошипно-шатунного механизма на поперечном разрезе. Разметка КШМ рядного двигателя и V-образного выполняется по-разному. При компоновке рядных двигателей наносится вертикальная ось цилиндра Х - Х и на ней отмечается точка О - центр кривошипа. Через эту точку проходит горизонтальная ось Y - Y. Проводится окружность с центром в точке О радиусом R — траектория движения центра шатунной шейки. На этой окружности в произвольном месте отмечается точка В, которая соответствует положению центра шатунной шейки при данном угле поворота кривошипа. Отложив из точки В до пересечения с осью Х - Х отрезок, равный длине шатуна Lш, находят положение оси поршневого пальца (точка А). Наносят на чертеже стенки цилиндра - проводят две линии, параллельные оси Х - Х и отстоящие от неё на расстоянии D/2. Получив исходную разметку, приступают к компоновке деталей кривошипно-шатунного механизма. Компоновку поршневой группы начинают с определения высоты поршня hП. Затем находят расстояние от верхней кромки поршня до оси пальца h1. Далее с учетом размещения предварительно выбранного числа колец в соответствии с рисунком 7 прорисовывают элементы поршневой группы по размерам, определенным по таблице 5.

19

Рисунок 7 - Схема поршня Таблица 5 - Размеры элементов поршневой группы Значения размеров в мм Элементы поршневой группы карбюраторные дизельные двигатели двигатели Высота поршня hП (0,8…1,3)D (1,0…1,7)D (0,6…1,0)D Расстояние от верхней кромки поршня до (0,45…0,75)D оси пальца h1 Толщина днища поршня δ (0,05…0,10)D (0,12…0,20)D Высота юбки поршня hю (0,6…0,8)D (0,6…1,1)D Диаметр бобышки dб (0,3…0,5)D (0,3…0,5)D Расстояние между торцами бобышек b (0,3…0,5)D (0,3…0,5)D Толщина стенки юбки поршня δю 1,5…4,5 2,0…5,0 Толщина стенки головки поршня s (0,05…0,10)D (0,05…0,10)D Расстояние до первой поршневой канавки е (0,06…0,12)D (0,11…0,20)D Толщина первой кольцевой перемычки hп (0,03…0,05)D (0,04…0,07)D Радиальная толщина кольца t (0,04…0,05)D (0,04…0,05)D Высота кольца а 2…4 3…5 Радиальный зазор кольца в канавке поршня 0,70…1,1 0,70…1,1 ∆t Внутренний диаметр поршня di D – 2(s + t + ∆t) Диаметр масляного канала dм (0,3…0,5)а (0,3…0,5)а Наружный диаметр пальца dп (0,22…0,28)D (0,30…0,38)D Внутренний диаметр пальца dв (0,65…0,75)dп (0,50…0,70)dп Длина пальца lп (0,78…0,88)D (0,80…0,90)D Длина втулки шатуна lш (0,33…0,45)D (0,33…0,45)D Компоновку цилиндра выполняют следующим образом. При положении поршня в ВМТ его днище обычно находится на уровне верхней кромки цилиндра, т. е. верхний выбег поршня δв= 0. В большинстве двигателей длина цилиндра lц такова, что при положении поршня в НМТ кромка его юбки выходит из цилиндра. Нижний выбег δн достигает 15...30 мм. При размещении на юбке маслосъемных колец δн выбирается таким, чтобы кольца не выходили из цилиндра. Зазор между торцом верхней головки шатуна и торцом бобышки поршня обычно составляет 1,5...2,5 мм. В настоящее время изготавливаются поршни с плоскими, вогнутыми, выпуклыми и фасонными днищами. Плоские днища имеют практически все карбюраторные двигатели отечественного производства (МеМЗ, ВАЗ, ГАЗ, ЗИЛ). Вогнутые днища поршней позволяют придать камере сгорания форму, близкую к наивыгоднейшей (сферической). Такие поршни имеют двигатели с воспламенением от сжатия ЯМЗ-236, ЯМЗ-238, КамАЗ-740. Выпуклые днища 20

поршней обеспечивают минимальное нагарообразование, но приводят к перегреву поршней. Такие поршни устанавливаются в двигателях автомобиля “Москвич-2140”. Фасонные днища являются разновидностями выпуклых и применяются, главным образом, в двухтактных двигателях. Основные размеры шатуна в соответствии с рисунком 8 определяются по соотношениям, представленными в таблице 6.

21

Рисунок 8 - Схема шатунной группы Таблица 6 – Размеры элементов шатуна Элементы шатуна Внутренний диаметр поршневой головки d: - без втулки - с втулкой Наружный диаметр головки dг Минимальная радиальная толщина стенки головки hг Радиальная толщина стенки втулки sв Диаметр шатунной шейки dшш Толщина стенки вкладыша tв Расстояние между шатунными болтами Сб Длина кривошипной головки lк Размеры среднего сечения В – В шатуна: - hш min - hш - bш - tш = а ш

Значения размеров в мм карбюраторные дизельные двигатели двигатели d = dп (1,1…1,25)dп (1,25…1,65)dп (0,16…0,27)dп

d = dп (1,1…1,25)dп (1,3…1,7)dп (0,16…0,27)dп

(0,055…0,085)dп (0,56…0,70)D (0,03…0,05)dшш (1,30…1,75)dшш (0,45…0,95)dшш

(0,070…0,085)dп (0,64…0,75)D (0,03…0,05)dшш (1,30…1,75)dшш (0,45…0,95)dшш

(0,50…0,55)dг (1,2…1,4)hш min (0,5…0,6)lш 2,5…4,0

(0,50…0,55)dг (1,2…1,4)hш min (0,55…0,75)lш 4,0…7,5

Для окончательной проверки длины зеркала цилиндра следует определить минимальный зазор между стержнем шатуна и нижней кромкой цилиндра (при больших значениях R/Lш возможно задевание им нижней кромки цилиндра). Минимальный зазор δ1 в соответствии с рисунком 7 должен составлять 3...5 мм. Затем необходимо изготовить шаблон из картона или плотной бумаги, соответствующий внешнему контуру шатуна. В шаблоне делаются небольшие отверстия в точках А и В (центрах верхней и нижней головок). Перемещая точку А по продольной оси цилиндра, а точку В - по окружности движения центра шатунной шейки, находят ряд положений шатуна. Обводя карандашом ряд близких точек контура шатуна при перемещении точки В на полный оборот, получают смещенные контуры. Замерив минимальный зазор между контуром шатуна и нижней кромкой цилиндра, определяют правильность выбора длины шатуна. Компоновке деталей механизма газораспределения предшествует выбор формы камеры сгорания, места расположения распределительного вала, типа его привода, количества клапанов на каждый цилиндр. Проектирование механизма газораспределения начинают с определения диаметра горловины проходного сечения dгор клапана в мм по формуле 22

d гор = (0,35 ...0,52) D.

(5.1) В современных двигателях длина клапана l в мм определяется по формуле l = ( 2 ,5...3,5 ) d гор .

(5.2)

Диаметр стержня клапана dкл в мм определяется по формуле d кл = 0 ,25 d гор .

(5.3)

Конструктивные размеры остальных деталей механизма газораспределения выбирают из условий компоновки. Далее необходимо прорисовать огневую поверхность камеры сгорания, а относительно нее - впускной и выпускной клапаны с пружинами и деталями крепления. С учетом размещения клапанов определяют геометрическое расположение оси распределительного вала, стремясь максимально приблизить ее к плоскости, проходящей через оси цилиндров. Наиболее распространенными видами кулачков распределительных валов в настоящее время являются: выпуклый и тангенциальный. Следует помнить о том, что распределительный вал, его опоры и детали привода клапанов должны быть расположены вне зоны прохода вращающихся и поступательно-движущихся частей кривошипно-шатунного механизма. Привод от коленчатого вала к распределительному валу зависит от типа двигателя и его литража. Дизели и карбюраторные двигатели для грузовых автомобилей, как правило, имеют шестеренчатый привод. С целью уменьшения поперечных габаритов двигателя применяют шестеренчатый привод, включающий, кроме ведущей и ведомой, паразитную шестерню. Поиск окончательной компоновки привода распределительного вала удобно выполнять с помощью вырезанных из картона или плотной бумаги моделей шестерен. Изменяя положение оси распределительного вала и, соответственно, паразитной шестерни, находят оптимальное положение привода. При компоновке цепного или ременного (в виде зубчатого ремня) приводов распределительного вала для легких карбюраторных двигателей необходимо предусмотреть размещение устройства для натяжения цепи или ремня в целях компенсации их удлинения в процессе эксплуатации и вследствие тепловых деформаций корпусных деталей. После компоновки кривошипно-шатунного механизма и механизма газораспределения приступают к компоновке корпусных деталей, стремясь получить рациональные их формы при минимальных габаритах (особенно ширине). Цилиндры современных двигателей выполняются в виде блока, заодно с верхней частью картера. Ряд деталей и агрегатов двигателя крепятся к блок23

картеру снаружи. Ширина картера определяется траекторией крайней точки головки болта шатуна. Расстояние между траекторией и внутренней поверхностью стенки картера принимается обычно равным (10…15) мм. Толщина стенок водяной рубашки и перегородок блока, а также толщина стенок и перегородок верхней половины картера составляет (4…10) мм. Цилиндры двигателей с воздушным охлаждением изготавливаются раздельно и крепятся к верхней половине картера. Цилиндры крепятся к картеру через опорный фланец с помощью коротких шпилек или болтов, а головка навертывается на цилиндр или притягивается к нему короткими шпильками. На стенках цилиндра выполняется оребрение, площадь которого составляет 25...40% от площади всей поверхности охлаждения цилиндра. Оребрение цилиндра начинается непосредственно от головки и выполняется на длине, составляющей 45...55% от всей длины цилиндра. В некоторых двигателях с чугунным блок-картером цилиндры отливают вместе с блоком (ВАЗ-2101). В большинстве случаев цилиндры изготавливаются в виде отдельных чугунных гильз, устанавливаемых в отверстие верхней и нижней перегородок блока (ЗИЛ-130, ЯМЗ-236). Гильзы центрируют тщательно обработанными поясами по отверстиям перегородок. В блоке гильза закрепляется верхним или нижним буртом, входящим в выточки перегородок блока и зажимается устанавливаемой сверху на блок головкой. Основные конструктивные размеры гильз выбираются с учетом обеспечения необходимой их прочности и жесткости, исключающего появление овализации цилиндра при сборке двигателя и во время его эксплуатации. Толщину стенки гильзы δ г в мм в первом приближении можно определить по формуле

δ г = 0,5D ⋅

(

(σ z + 0,4 р z ) / (σ z − 1,3 р z ) − 1),

(5.4)

где σ z - допускаемое напряжение растяжения, которое для чугунных гильз равно ( σ z = 50...60 МПа), для стальных - ( σ z = 80...100 МПа); р z - давление газов в цилиндре двигателя в конце процесса сгорания топлива, МПа. Верхняя плоскость блока цилиндров (или секции при V-образной конструкции двигателя) тщательно обрабатывается, и на нее устанавливается головка, закрывающая цилиндры сверху. В автомобильных и тракторных двигателях головки цилиндров могут изготавливаться в виде одной отливки для каждого ряда цилиндров (ВАЗ-2101, ЗИЛ-130, ЯМЗ-236), отдельно для каждого цилиндра (КамАЗ-740) или объединенными на два-три соседних цилиндра (МеМЗ-968). 24

При проектировании головки блока особое внимание следует уделять обеспечению охлаждения седла и приливов направляющей втулки выпускного клапана. Толщина нижней опорной стенки головки блока δ гол в мм и толщина стенок водяной рубашки δ р в мм определяются по следующим формулам: - для карбюраторных двигателей

δ гол = 0,09 D, δ р = 0,03D + 2,0,

(5.5) (5.6)

- для дизельных двигателей

δ гол = 0,09 D + 1,5,

(5.7)

δ р = 0,03D + 2,2.

(5.8)

Между блоком и головкой цилиндра устанавливается прокладка, препятствующей утечке газов из цилиндра, а охлаждающей жидкости из водяной рубашки. Наибольшее распространение получили прокладки из листов графитизированного асбестового картона. Нижняя часть картера не является несущей и штампуется из листовой стали толщиной 1…1,5 мм или отливается из алюминиевого сплава. При компоновке V - oбразных двигателей на чертеже наносится вертикальная ось X - X и на ней отмечается точка О - центр кривошипа. Через эту точку проводится горизонтальная ось Y – Y в соответствии с рисунком 6. Наносятся оси левого и правого цилиндров под углом γ/2 к вертикальной оси (γ - угол между блоками). Из точки О проводится окружность радиусом R траектория движения центра шатунной шейки. На этой траектории произвольно выбирается точка В - положение центра шатунной шейки при данном угле поворота кривошипа. Если шатуны левого и правого блоков цилиндров унифицированы, из точки В откладываются отрезки длиной l до пересечения с осями обоих цилиндров. Точки их пересечения соответствуют центрам поршневых пальцев для левого и правого цилиндров. Компоновка других механизмов и устройств, производится, как для однорядных двигателей. Полученная компоновка двигателя - основа для более детальной проработки его конструкции в виде поперечного и продольного разрезов. Следует отметить, что инженерные расчеты в процессе конструирования, как и весь процесс проектирования двигателя, носят многовариантный характер. Такой подход создает благоприятные возможности для выбора оптимального решения. В конце соответствующего раздела пояснительной записки необходимо привести основные технико-экономические показатели проектируемого 25

двигателя. Особое внимание следует уделить формулировке выводов, в которых должны найти отражение объем выполненной работы; положительные качества, отличающие проектируемый двигатель от ближайших аналогов.

26

Список использованных источников

1 Автомобильные двигатели. /Под ред. М.С. Ховаха. - М.: Машиностроение, 1977. – 591 с. 2 Двигатели внутреннего сгорания: В 3 кн. Кн. 2. Динамика и конструирование /Под ред. В.Н. Луканина. - М.: Высшая школа, 1995. – 319 с. 3 Железко Б.Е. Расчет и конструирование автомобильных и тракторных двигателей. – Минск: Вышэйшая школа, 1987. – 247 с. 4 Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Высшая школа, 2000. – 400 с. 5 Двигатели внутреннего сгорания: Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей. /Под ред. А.С. Орлина. – М.: Машиностроение, 1984.– 384 с. 6 Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания. /Под ред. Н.Х. Дьяченко. – М.: Машиностроение, 1979. – 392 с. 7 Попык К.Г. Конструирование и расчет автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Высшая школа, 1973. – 400 с.

27

Приложение А (справочное) Значения тригонометрических функций α 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180

Таблица А.1 – Значения (сos α + λ сos 2α) при различных λ и α Знак λ Зна 0,24 0,25 0,26 0,27 0,28 0,29 0,30 0,31 к 1,2400 1,2103 1,1235 0,9860 0,8077 0,6011 0,3800 0,1582 0,0519 0,2400 0,3991 0,5258 0,6200 0,6845 0,7243 0,7460 0,7559 0,7593 0,7600

+ + + + + + + + -

1,2500 1,2197 1,1312 0,9910 0,8094 0,5994 0,3755 0,1505 0,0613 0,2500 0,4085 0,5335 0,6250 0,6862 0,7226 0,7410 0,7482 0,7499 0,7500

1,2600 1,2291 1,1389 0,9960 0,8111 0,5977 0,3700 0,1428 0,0707 0,2600 0,4179 0,5412 0,6300 0,6879 0,7209 0,7360 0,7405 0,7405 0,7400

1,2700 1,2385 1,1465 1,0010 0,8129 0,5959 0,3650 0,1352 0,0801 0,2700 0,4273 0,5488 0,6350 0,6897 0,7191 0,7310 0,7329 0,7311 0,7300

1,2800 1,2479 1,1542 1,0060 0,8146 0,5942 0,3600 0,1275 0,0895 0,2800 0,4367 0,5565 0,6400 0,6914 0,7174 0,7260 0,7252 0,7217 0,7200

1,2900 1,2573 1,1618 1,0110 0,8163 0,5925 0,3550 0,1199 0,0989 0,2900 0,4461 0,6641 0,6450 0,6931 0,7157 0,7210 0,7176 0,7123 0,7100

1,3000 1,2667 1,1695 1,0160 0,8181 0,5907 0,3500 0,1122 0,1083 0,3000 0,4555 0,5718 0,6500 0,6949 0,7139 0,7160 0,7099 0,7029 0,7000

+ + + + + + + + -

1,3100 1,2761 1,1772 1,0210 0,8198 0,5890 0,3450 0,1045 0,1177 0,3100 0,4649 0,5795 0,6550 0,6969 0,7122 0,7110 0,7022 0,6935 0,6900

Таблица А.2 – Значения сos (α + β)/сos β при различных λ и α Знак α λ Знак 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 28

+ + + + + + + + -

0,24 1 0,978 0,912 0,806 0,666 0,500 0,317 0,126 0,064 0,245 0,411 0,558 0,683 0,785 0,866 0,926 0,968

,25 1 0,977 0,910 0,803 0,662 0,494 0,309 0,117 0,075 0,256 0,422 0,568 0,691 0,792 0,870 0,929 0,969

0,26 1 0,997 1,909 0,801 0,653 0,488 0,301 0,107 0,085 0,267 0,432 0,577 0,699 0,798 0,875 0,931 0,970

0,27 1 0,977 0,908 0,798 0,653 0,482 0,293 0,098 0,095 0,278 0,443 0,586 0,707 0,804 0,879 0,934 0,971

0,28 1 0,976 0,907 0,795 0,649 0,476 0,285 0,088 0,106 0,289 0,453 0,596 0,715 0,810 0,883 0,937 0,973

0,29 1 0,976 0,906 0,793 0,645 0,469 0,277 0,078 0,117 0,300 0,494 0,606 0,723 0,816 0,887 0,939 0,974

0,30 1 0,975 0,905 0,790 0,640 0,463 0,269 0,069 0,127 0,311 0,473 0,613 0,731 0,822 0,892 0,942 0,975

0,31 1 0,975 0,903 0,788 0,636 0,457 0,261 0,059 0,138 0,322 0,485 0,625 0,799 0,829 0,896 0,944 0,876

+ + + + + + + + -

α 360 350 340 330 320 310 300 290 280 270 260 250 240 230 220 210 200 190 180

α 360 350 340 330 320 310 300 290 280 270 260 250 240 230 220 210 200

170 180

-

0,992 1

0,992 1

0,993 1

0,993 1

0,993 1

0,994 1

0,994 1

0,994 1

-

190 180

Знак

α

-

360 350 340 330 320 310 300 290 280 270 260 250 240 230 220 210 200 190 180

Знак

α

-

360 350 340 330 320 310 300 290 280 270 260 250 240 230 220 210 200 190 180

Таблица А.3 – Значения sin (α + β)/cos β при различных λ и α α 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180

λ

Зна к

0,24

0,25

0,26

0,27

0,28

0,29

0,30

0,31

+ + + + + + + + + + + + + + + + + + +

0 0,215 0,419 0,605 0,762 0,886 0,972 1,018 1,027 1 0,943 0,861 0,760 0,646 0,524 0,395 0,265 0,133 0

0 0,216 0,423 0,609 0,767 0,891 0,976 1,022 1,029 1 0,941 0,858 0,750 0,641 0,619 0,891 0,261 0,131 0

0 0,218 0,426 0,613 0,772 0,896 0,981 1,025 1,030 1 0,939 0,854 0,751 0,636 0,513 0,387 0,258 0,129 0

0 0,220 0,429 0,618 0,777 0,801 0,958 1,029 1,032 1 0,937 0,851 0,747 0,631 0,608 0,382 0,255 0,127 0

0 0,221 0,432 0,622 0,782 0,906 0,990 1,032 1,034 1 0,936 0,847 0,742 0,626 0,503 0,378 0,252 0,126 0

0 0,223 0,436 0,627 0,788 0,912 0,995 1,035 1,036 1 0,934 0,844 0,737 0,620 0,498 0,373 0,348 0,124 0

0 0,225 0,439 0,631 0,793 0,917 0,999 1,039 1,038 1 0,932 0,840 0,733 0,615 0,493 0,369 0,245 0,122 0

0 0,227 0,442 0,636 0,798 0,922 1,004 1,043 1,040 1 0,930 0,837 0,728 0,610 0,488 0,364 0,242 0,121 0

Таблица А.4 – Значения tg β при различных λ и α α 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180

λ

Зна к

0,24

0,25

0,26

0,27

0,28

0,29

0,30

0,31

+ + + + + + + + + + + + + + + + + + +

0 0,042 0,082 0,121 0,156 0,186 0,211 0,230 0,241 0,245 0,241 0,230 0,211 0,186 0,146 0,121 0,082 0,042 0

0 0,043 0,086 0,126 0,162 0,194 0,220 0,240 0,252 0,256 0,252 0,240 0,220 0,194 0,162 0,126 0,086 0,043 0

0 0,045 0,089 0,131 0,169 0,202 0,230 0,250 0,263 0,267 0,263 0,250 0,230 0,202 0,169 0,131 0,089 0,045 0

0 0,047 0,093 0,136 0,176 0,210 0,239 0,260 0,273 0,278 0,273 0,260 0,239 0,210 0,176 0,136 0,093 0,047 0

0 0,049 0,096 0,141 0,182 0,218 0,248 0,270 0,284 0,289 0,284 0,270 0,248 0,218 0,182 0,141 0,096 0,046 0

0 0,050 0,100 0,146 0,189 0,226 0,257 0,280 0,295 0,300 0,295 0,280 0,257 0,226 0,183 0,146 0,100 0,050 0

0 0,052 0,103 0,151 0,196 0,234 0,267 0,291 0,306 0,311 0,306 0,291 0,267 0,234 0,196 0,151 0,103 0,052 0

0 0,054 0,106 0,156 0,202 0,243 0,276 0,301 0,316 0,322 0,316 0,301 0,276 0,243 0,202 0,156 0,106 0,054 0

29

Таблица А.5 – Значения (1 – cosα) + λ/4 (1 – cos2α) при различных λ и α α 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180

30

λ 0,24 0 0,0168 0,0743 0,1640 0,2836 0,4276 0,5900 0,7640 0,9428 0,1200 1,2900 1,4480 1,5900 1,7132 1,8156 1,8960 1,9537 1,9884 2

0,25 0 0,0190 0,0749 0,1653 0,2876 0,4306 0,5958 0,7684 0,9476 1,1250 1,2948 1,4524 1,5938 1,7162 1,8177 1,8973 1,9543 1,9886 2

0,26 0 0,0191 0,0755 0,1665 0,2877 0,4335 0,5975 0,7728 0,9525 0,1300 1,2997 1,4568 1,5975 1,7191 1,8197 1,8985 1,9549 1,9887 2

0,27 0 0,0193 0,0761 0,1678 0,2878 0,4364 0,6013 0,7772 0,9573 1,1390 1,3045 1,4612 1,6013 1,7220 1,8218 1,8998 1,9555 1,9889 2

α 0,28 0 0,60194 0,0767 0,1690 0,2918 0,4394 0,6050 0,7816 0,9622 1,1400 1,3094 1,4656 1,6050 1,7250 1,8238 1,9010 1,9561 1,9890 2

0,29 0 0,0196 0,0773 0,1703 0,2939 0,1423 0,6088 0,7860 0,9670 1,1450 1,3142 1,4700 1,6088 1,7279 1,8559 1,9023 1,9567 1,9892 2

0,30 0 0,0197 0,0779 0,1715 0,2960 0,4452 0,6125 0,7905 0,9719 1,1500 1,3191 1,4745 1,6125 1,7308 1,8280 1,9035 1,9573 1,9893 2

0,31 0 0,199 0,0784 0,1728 0,2980 0,4482 0,6163 0,7949 0,9767 1,1550 1,3239 1,4789 1,6163 1,7338 1,8300 1,9048 1,9578 1,9895 2

360 350 340 330 320 310 300 290 280 270 260 250 240 230 220 210 200 190 180

Приложение Б (обязательное) Продолжение примера расчета автомобильного двигателя 4 Динамический двигателя

расчет

кривошипно-шатунного

механизма

4.1 Расчет силовых факторов, действующих в кривошипно-шатунном механизме Поправка проф. Ф.А. Брикса: 75·0,27/2 = 10 мм. Площадь поршня FП = π 0,132/4 = 0,0133 м2. Масштаб сил µ = 106 µр FП = 1327 Н/мм. Удельная масса поршневого комплекта из алюминиевого сплава mп′ = 300 кг/м2. Масса поршневого комплекта mп = 300 · 0,0133 = 4 кг. Удельная масса шатуна mш′ = 350 кг/м2. Масса шатуна mш = 350 · 0,0133 = 4,65 кг. Часть массы шатуна, отнесенная к поступательно движущимся массам, mш.п = 0,275 · 4,65 = 1,28 кг. Масса частей кривошипно-шатунного механизма, совершающих возвратно-поступательное движение mj = 4 + 1,28 = 5,28 кг. Радиус кривошипа R = 0,5 · 0,13 = 0,065 м. Угловая скорость коленчатого вала, ω = π 2000/30= 209 рад/c. Часть массы шатуна, отнесённая к вращающимся массам, mш.к= 4,65 – 1,28 = 3,37 кг. Центробежная сила инерции вращающей части шатуна 2 Кr.ш = - 3,37 · 0,065 · 209 = - 9609 Н. Результаты вычисления сил ∆Рг, Рj,P, Sш, N, K, T, Rш.ш и угла Ψ сведены в таблицу Б.4.1.

31

Таблица Б.4.1 – Результаты вычисления сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме α, 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 370 380 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720 3

∆Рг мм 2 2 2 2 2 2 2 2 2 3 6 21 59 100 81 53 18 9 6 5 5 2 2 2 2 2 2

Н 2035 1995 1995 1995 1995 1995 1995 2129 2639 4028 8396 27472 78530 132468 106882 69903 24138 12489 8548 7050 6650 2035 2035 2035 2035 2035 2035

Рj мм -14 -11 -4 3 7 8 8 8 7 3 -4 -11 -14 -14 -13 -11 -4 3 7 8 8 8 7 3 -4 -11 -14

Н -19039 -15007 -5472 4048 9520 10959 10944 10959 9519 4047 -5472 -15007 -19039 -18567 -17188 -15006 -5471 4048 9520 10959 10944 10959 9519 4047 -5472 -15007 -19039

P мм -13 -10 -3 5 9 10 10 10 9 6 2 9 45 86 68 41 14 12 14 14 13 10 9 5 -3 -10 -13

Н -17004 -13012 -3477 6043 11515 12954 12939 13088 12159 8075 2924 12465 59491 113901 89694 54897 18666 16537 18067 18009 17594 12994 11554 6082 -3437 -12972 -17004

Sш мм -13 -10 -3 5 9 10 10 10 9 6 2 9 45 86 68 42 14 13 14 14 13 10 9 5 -3 -10 -13

Н -17004 -13132 -3576 6276 11843 13074 12939 13209 12505 8387 3008 12581 59491 114026 90079 55404 19198 17175 18582 18175 17594 13114 11884 6317 -3535 -13092 -17004

N мм 0 -1 -1 1 2 1 0 -1 -2 -2 -1 -1 0 4 6 6 3 3 3 2 0 -1 -2 -1 1 1 0

Н 0 -1773 -836 1694 2769 1765 0 -1783 -2924 -2264 -703 -1698 0 5347 8319 7480 4489 4637 4345 2454 0 -1770 -2779 -1706 827 1767 0

K мм -13 -8 -1 -1 -6 -9 -10 -9 -6 -2 1 7 45 84 61 33 4 -3 -10 -13 -13 -9 -6 -1 -1 -8 -13

T Н -17004 -10382 -1014 -1694 -8155 -12101 -12939 -12226 -8612 -2264 853 9946 59491 111242 81439 43802 5445 -4637 -12797 -16823 -17594 -12138 -8183 -1705 -1003 -10351 -17004

мм 0 -6 -3 5 6 4 0 -4 -7 -6 -2 -6 0 19 29 26 14 12 10 5 0 -4 -6 -5 3 6 0

Н 0 -8041 -3429 6043 8587 4948 0 -5000 -9068 -8075 -2884 -7703 1 25046 38496 33927 18410 16537 13474 6879 0 -4964 -8617 -6082 3390 8016 -1

мм -13 -10 -3 5 9 10 10 10 9 6 2 9 45 86 68 42 14 13 14 14 13 10 9 5 -3 -10 -13

Rш.ш Н 26613 21548 11163 12817 19731 22267 22548 22400 20352 14359 9219 7711 49882 104673 81495 48168 18875 21827 26145 27313 27203 22307 19769 12846 11140 21509 26613

Ψ 0 22 18 -28 -26 -13 0 13 26 34 18 -87 0 14 28 45 -77 -49 -31 -15 0 13 26 28 -18 -22 0

4.2 Построение графиков сил и моментов На одной координатной сетке сгруппируем следующие графики - ∆Pг, Pj, P; Sш, N; К, Т. Площадь, ограниченная кривой Rш.ш = f (α) и осью абсцисс, F = 4900 мм2. Длина диаграммы по оси α, l = 240 мм. Максимальное Rш.ш.max = 104673 Н, минимальное Rш.ш.min = 7100 Н и среднее значения Rш.ш.ср = 4900 · 1327/240 = 27100 Н. Масштаб крутящего момента µМкр = 1327 ·0,065 = 86,25 Н·м/мм. Период изменения суммарного крутящего момента θ = 7200/8 = 900. Площади F1 = 1300 мм2 и F2 = 0 мм2. Длина графика суммарного крутящего момента l = 90 мм. Среднее значение суммарного индикаторного крутящего момента двигателя ΣМкр.ср в Н·м ΣМкр.ср=1300 · 86,25/90 = 1246. Эффективный крутящий момент двигателя в Н·м Ме = 1246·0,826=1029. Расхождение между полученным по графику и рассчитанным в тепловом расчете значениями Ме 1029 − 1013 ∆M e = ⋅100% = 1,6% < 5%. 1013 5 Расчет внешней скоростной характеристики двигателя

Максимальная расчетная мощность двигателя Nmax = 212/0,93 = 228 кВт, и соответствующий ей удельный расход топлива geN =230 г/кВт·ч. Частота вращения коленчатого вала при Nemax: nN =1,15·2000=2300 мин-1. Коэффициенты: с1 = 0,5; с2 = 1,5; с3 = 1,55; с4 = 1,55; с5 = 1. Результаты расчетов сведены в таблицу Б.5.1. Таблица Б.5.1 – Результаты расчета внешней скоростной характеристики n 500 800 1100 1400 1700 2000 2300

Ne, кВт 38,6 71,4 107,8 144,7 179,0 207,8 228,0

Параметры скоростной характеристики Me, Н·м ge, г/(кВт·ч) GT, кг/ч 737 290 11,2 853 260 18,6 936 239 25,7 987 225 32,5 1006 219 39,1 992 220 45,8 947 230 52,4

6 Оценка надежности проектируемого двигателя 3

Критерий Б. Я. Гинцбурга 212 ′ NП = = 2,04 . 8 ⋅ 13 Критерий А. К. Костина  0,927 ⋅ 0,23 ⋅ 349  q П = 2,34 ⋅ 8,7   293   0 ,5

0 , 55

1,3     0 , 17 ⋅ 0 , 86  

0 , 35

= 7 ,0 .

Поскольку у рассчитываемого двигателя NП′ = 2,04 кВт/см не превышает значения 2,5 кВт/см, а qП = 7,0 – значения 7,0, то ориентировочно можно считать двигатель надежным. 7 Подбор автотранспортного средства к двигателю

Принимаем тип АТС (т.к Ne > 80 кВт) – грузовой автомобиль. Удельная мощность двигателя, Nуд =0,01 кВт/кг. Полная масса АТС ma в кг 212 ma = = 21200 . 0,01 КПД трансмиссии ηт = 0,9. Коэффициент обтекаемости kв = 0,6 Н·с2/м4; Лобовая площадь АТС F = 6 м2. Искомое значение скорости Va max = 36 м/с. Максимальная скорость Va max′ = 3,6 · 36 = 130 км/ч.

4