Эскизное проектирование двигателя

 

3.1 Требование к конструкции современного двигателя

 

Эти требования сводятся к обеспечению максимальной производительности колесных машин, а также наибольшей долговечности и надежности при минимальных затратах на эксплуатацию.

Исходя из этих условий, к двигателям предъявляются следующие требова­ния: обеспечение необходимой мощности и динамичности транспортного средства; наибольшая экономичность на всех режимах работы; рациональная уравновешенность и равномерность хода; малые габариты двигателя; улучшение технологичности дета­лей и снижение стоимости их изготовления; высокая надеж­ность двигателя.

В соответствии с требованиями, предъявляемыми к кон­струкции двигателей колесных машин, тенденцию развития современных двигателей можно охарактеризовать следующим образом: увеличение литровой мощности (за счет введение наддува или более рациональной организации рабочего процесса), умень­шение массы и габаритов, повышение экономичности и долго­вечности двигателя.

 

3.2 Общие предпосылки конструктивной разработки дви­гателя

 

Эскизное проектирование двигателя сводится к выпол­нению поперечного и продольного разрезов с обоснованием принятых решений и необходимыми расчетами в расчетно-по­яснительной записке.

Исходными материалами для конструктивной разработки являются: параметры двигателя, указанные в задании на курсо­вой (дипломный) проект; параметры, полученные в результате теплового (р_z, Т_z) и динамического расчетов (Р_j,..); поперечный и продольный разрезы прототипа двигателя.

В процессе проектирования допускается обоснованное изменение или замена на более совершенные конструкции от­дельных деталей и узлов двигателя.

Размеры основных деталей двигателя, которые задаются по статистическим данным, должны проверяться расчетом. Предварительные расчеты и решения необходимо заносить в черновик расчетно-пояснительной записки.

В процессе проектирования следует широко использо­вать различные справочные материалы, альбомы и чертежи отечественных и зарубежных двигателей, близких к прототипу, с целью уточнения отдельных конструктивных решений.

Элементы и узлы двигателя сначала разрабатываются на миллиметровой бумаге, согласовываются с руководителем, а затем поперечный и продольный разрезы двигателя выполня­ются карандашом в тонких линиях на листах чертежной бу­маги формата А1 масштабе 1:2 с соблюдением правил ЕСКД. В случае больших габаритов двигателя допускается пе­реход на большой формат чертежного листа, обусловленного ГОСТом. Оба разреза желательно располагать на листах в вер­тикальном положении. Вычерчивание поперечного и продоль­ного разрезов рекомендуется вести параллельно, что в значи­тельной степени упрощает проектирование.

В целях сокращения объема графических работ, по со­гласованию с руководителем, допускается не вычерчивать об­служивающие агрегаты (карбюратор, топливный насос, генера­тор, стартер и др.)

Для V-образных двигателей большой мощности на попе­речном разрезе можно ограничиться вычерчиванием только правого или левого цилиндра совместно с картером двигателя.

На продольном разрезе однорядных двигателей с числом цилиндров больше 4 и V- образных с числом цилиндров больше 6 можно показывать разрез передней части двигателя с первым цилиндром и разрез задней части двигателя с махови­ком на коленчатом валу. Оба разреза сближают, оставляя про­межуток 5…10 мм. В этом случае продольный разрез двига­теля удается разместить на одном чертежном листе.

 

3.3. Компоновка двигателя и выполнение его поперечного и продольного разрезов на листах

 

Перед началом проектирования необходимо тщательно проанализировать конструкцию прототипа, уточнить назначе­ние и взаимосвязь всех деталей двигателя, принять решение по изменению или замене отдельных деталей и агрегатов. Приня­тые решения и неясности конструкции уточняются с руководителем.

Поперечный разрез двигателя выполняется по первому цилиндру с положением поршня в ВМТ, при этом на разрезе должны быть показаны: камера сгорания, клапаны впуска или выпуска с каналами в головке блока, установка форсунки или свечи зажигания, поршень в разрезе, шатунная шейка коленча­того вала, шатунный болт и способ фиксации нижней крышки шатуна, перегородка картера с ребрами жесткости, подвеска коленчатого вала, часть коренной шейки и щеки, крепление и фиксация крышки коренного подшипника, (разрез по одной шпильке), расположение кулачкового вала, крепление нижней половины картера, масляный насос (в разрезе), привод к мас­ляному насосу и распределителю зажигания, опоры двигателя. Пунктирными линиями должны быть показаны каналы под­вода масла к коренным и шатунным подшипникам коленчатого и распределительного валов, к клапанному механизму.

На продольном разрезе двигателя должны быть показаны разрезы: приводов механизмов (газораспределения, насосов), уплотнения носка и хвостовика коленчатого вала.

Последовательность проектирования деталей может быть различной, но лучше начинать с разработки элементов порш­невой группы, переходя потом к шатуну, коленчатому валу, головке цилиндров, после этого приступить к конструирова­нию блока и картера двигателя, механизма газораспределения, систем приводов к внутренним и внешним агрегатам.

Для правильного выбора толщины литья стенок водяной рубашки, ребер, патрубков, радиусов скругления в литье и конструкций отдельных агрегатов необходимо пользоваться справочными материалами и чертежами отечественных двига­телей.

 

 

3.4. Размещение разрезов двигателей на листах

 

Приступая к выполнению поперечного и продольного разрезов двигателя, прежде всего, необходимо для их централь­ного расположения определить положение крайних габарит­ных точек, осей коленчатого вала, кулачкового вала, поршне­вого пальца путем нанесения размерной сетки.

Определение размеров двигателя по высоте и ширине производится по значениям их на поперечном и продольном разрезах прототипа двигателя. Если масштаб разрезов m_р неиз­вестен, то его необходимо определить раздельно для попереч­ного и продольного разрезов, так как эти разрезы иногда могут быть выполнены в различных масштабах.

,

где Д_ц – диаметр цилиндра прототипа двигателя;

Д¹ _ц – диаметр цилиндра на чертеже (фотографии).

Размещение поперечного разреза двигателя на чертеж­ном листе осуществляется в следующей последовательности (рис. 7):

1. Наносятся на лист границы габаритных точек двига­теля и намечают положение оси коленчатого вала.

2. Проводят ось цилиндра, которая для центрального КШМ должна пересекать ось коленчатого вала.

3. Из центра коленчатого вала проводят окружность ра­диусом кривошипа r.

4. От точки пересечения окружности r с осью цилиндра в ВМТ откладывают длину шатуна. Конец отрезка определяет положение оси поршневого пальца.

5. Пользуясь статистическими данными по поршневой группе (см. табл. 4), назначают размер h₁ от оси поршневого пальца до днища поршня и намечают линию стыка головки цилиндров и блока.

6. Откладывают диаметр цилиндра и проводят две об­разующие. Пересечение образующих с линией газо­вого стыка определяет верхнюю границу цилиндра.

7. Для определения нижней границы цилиндра необхо­димо переместить поршень в НМТ и, отступив от нижнего торца поршня на 10...15 мм вверх, намечают нижнюю границу.

Размещение продольного разреза двигателя выполняется при вертикальном расположении чертежного листа в следую­щей последовательности:

1. Переносят с поперечного разреза положение оси коленчатого вала, линию газового стыка, верх­нюю и нижнюю границы вертикального разреза дви­гателя.

2. Наносят границы продольного размера двигателя. Если продольный размер не умещается на листе при его вертикальном расположении, то в этом случае продольный размер определяют за вычетом средних цилиндров, оставляя промежуток между первым и по­следним цилиндром 10…15 мм.

Размерные сетки для выполнения разрезов V-образных двигателей наносятся аналогичным образом.

После нанесения размерных сеток для поперечного и продольного разрезов двигателя приступают к конструктив­ному оформлению с параллельным расчетом двигателей на прочность. Конструктивная разработка деталей и узлов двигателя выполняется в тонких линиях без штриховки. В таком виде проект предъявляется руководителю.

 

3.5. Предпосылки к расчету деталей и узлов двигателя

 

Каждая деталь или узел двигателя должны быть рассчи­таны на том режиме, который является для них наиболее опас­ным. Выбор расчетных режимов в соответствии с обеспечением условий прочности основывается на нахождении наиболее тяжелых возможных условий работы деталей.

Учитывая, что инерционная нагрузка обычно снижает газовую нагрузку и их совместное действие вызывает меньшие напряжения, чем напряжения только от сил газов, за основные расчетные режимы принимают три режима:

- режим максимального крутящего момента (М_{е max}, n_M);

- режим холостого хода при максимальной частоте (М_е = 0, n_max);

- режим максимальной мощности (Р_{e max}, n _pe).

Первый режимпредусматривает максимальные значения газовой нагрузки, при этом из-за сравнительно небольшого числа оборотов n _pe действием инерционных сил пренебрегают, создавая тем самым условную нагрузку и учитывая возможность такого кратковременного нагружения во время пуска.

При расчетах принимается, что максимальное давление газов р_z в цилиндре двигателя возникает в в.м.т.

Второй режимхарактеризуется максимальной инерционной нагрузкой и соответствует максимальному числу оборотов n_max на холостом ходу, которые допускает регулятор, ограничивающий обороты вала двигателя. При достижении валом двигателя числа оборотов n_рег регулятор начинает воздействовать на подачу смеси или топлива и резко ее снижает, в результате чего число оборотов вала в зависимости от степени чувствительности регулятора ограничивается значением n_max = (1,05 ¸ 1,08) n_рег об/мин.

При отсутствии регулятора максимальное число оборотов двигателя могло бы достичь разносного числа оборотовn_разн, соответствующего пересечению кривой мощности Р_е с осью абсцисс. Для расчета можно принимать n_разн = (1,3 ¸ 1,5) n_N об/мин. При наличии регулятора, ограничивающего обороты, последний обычно устанавливается с таким расчетом, чтобы значение n_рег = (1,02 ¸ 1,03) n_pe об/мин и n_max = (1,07 ¸ 1,1) n_N об/мин.

Третий режим – режим максимальной мощности Р_{e max} при числе оборотов n_pe используется тогда, когда желательно выявить напряжения нагрузок для суждения о нагруженности деталей при определении величины средних удельных давлений при расчете трущихся деталей.

Расчет при режиме максимальной мощности имеет особое значение для двигателей, работающих с наддувом, так как газовая нагрузка, а следовательно, и величина р_z с повышением числа оборотов вала возрастает, в результате чего сила р_S при этом режиме может оказаться большей, чем при режиме максимального крутящего момента.

Механические свойства большинства сталей, применяе­мых в автотракторном двигателестроении, приведены в при­ложении 4. Там же указаны ориентировочные соотношения для определения пределов выносливости сталей и чугунов, харак­теристики которых неизвестны.

Кроме того, в приложении приведены значения коэффи­циентов a_d и a_t для сталей с различными величинами пределов прочности, и величины масштабного Е¹_d и технологического Е¹¹_d факторов (ПРИЛОЖЕНИЕ).

При определении запасов прочности необходимо учиты­вать область диаграммы предельных амплитуд, в которых ле­жит расчетная точка:

- I область, считать по пределу выносливости,

- II область, считать по пределу текучести.

где К_s - коэффициент концентрации напряжений для случая нормальных напряжений;

Е_s - технологический фактор (Е_s = Е¹_s + Е¹¹_s);

s_а – амплитудное напряжение;

s_m – среднее напряжение;

s_-1 – предел усталости (выносливости);

a_s - коэффициент приведения реального цикла нагружения детали к равноопасному симметричному циклу.

 

 

При выполнении расчетов их необходимо иллюстриро­вать эскизами деталей и расчетными схемами. Запись вычис­лений следует производить по схеме: - зависимость - численное значение величин – результат – размерность.

 

4. КОНСТРУКТИВНАЯ РАЗРАБОТКА И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

 

4.1. Поршневая группа

 

При конструктивной разработке поршневой группы за основу принимается поршень прототипа двигателя (днище поршня, форма камеры сгорания, юбка поршня). Выбирается число и тип поршневых колец. В карбюраторных двигателях устанавливаются два-три компрессионных и одно маслосъемное кольцо.

В высокооборотных автомобильных дизелях в целях уменьшения механических потерь и массы поршня могут устанавливаться одно-два компрессионных и одно маслосъемное кольцо.

 

 

Рис. 1 Основные элементы поршня

1-головка; 2-юбка; 3-днище; 4-огневой пояс; 5-уплотняющий пояс; 6-бобышки

 

Предварительные размеры деталей поршневой группы (см. рис. 9) выбираются по статистическим данным табл. 4 и затем проверяются расчетом и уточняются. Расчету подлежат следующие детали поршневой группы: днище, юбка поршня, компрессионное кольцо, поршневой палец.

Поршневая группа на поперечном и продольном разрезах двигателя вычерчивается в разрезе.

Форма нижней кромки юбки поршня должна соответствовать траектории движения крайней точки противовеса, расположенного на коленчатом валу, и отстоять от него на расстоянии не менее 2 мм при нахождении поршня в НМТ.

Расчетным режимом для поршневой группы является режим максимального момента, днище поршня рассчитывается по допустимым напряжениям изгиба [s_и] от действия максимального давления сгорания р_z, на износ по допустимому удельному давлению q_ю на стенку от действия максимальной боковой силы P_N, и на разрыв [s_р] по сечению между головкой поршня и юбкой (по отверстиям в канавке маслосъемного кольца) от действия силы инерции Р_j при максимальной частоте вращения на режиме холостого хода. Расчетные величины принимаются: р_z - из теплового расчета, P_N, Р_j – из динамического расчета. Методика расчета и допустимые значения [s_и], [s_р], q_ю изложены в литературе [], [], [], [], [].

ТАБЛИЦА 3

 

Геометрические размеры	Двигатель
карбюраторный	дизель
Высота поршня Н	(0,9…1,3)D	(1,2…1,5)D
Толщина днища поршня d	(0,06…0,09)D	(0,14…0,20)D
Высота жарового пояса головки h	(0,07…0,08)D	(0,15…0,20)D
Высота межкольцевой перемычки hп	(0,03…0,05)D	(0,04…0,05)D
Высота оси поршневого пальца h2	(0,41…0,61)D	(0,38…0,50)D
Высота юбки hю	(0,68…0,74)D	(0,62…0,70)D
Расстояние между бобышками b	(0,30…0,50)D	(0,30…0,50)D
Диаметр поршневого пальца dп	(0,24…0,28)D	(0,34…0,38)D
Длина поршневого пальца lп	(0,85…0,90)D	(0,85…0,90)D
Соотношение внутреннего и наружного диаметров поршневого пальца dвн/dп	(0,65…0,75)D	(0,60…0,70)D

 

Материал поршня

 

Поршневые кольца имеют разнообразные конструктивные формы. Сечение компрессионных колец чаще всего выполняется минутной, торсионной, трапециевидной и бочкообразной форм. Маслосъемные кольца имеют коробчатое сечение или выполняются многоэлементными [], [], [], [], [].

Расчет колец заключается в определении среднего радиального давления Р_ср и напряжений изгиба [s_и] в рабочем состоянии, а также напряжений изгиба [s_и] в кольце при надевании его на поршень.

Методика расчета поршневых колец, допустимые напряжения [s_и], статистические данные по геометрическим размерам изложены в литературе [], [], [], [], []. Основными статистическими данными являются высота кольца t, зазор в замке S в зависимости от диаметра цилиндра двигателя D.

Если расчетные величины Р_ср и [s_и] будут находится в пределах статистических данных, то это будет означать что радиальная толщина кольца t выбрана правильно.

Материал поршневых колец и покрытий …….

Поршневой палец. В большинстве современных двигателей применяют пальцы плавающего типа. Расчет поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки, а также напряжений от изгиба, среза и овализации.

Максимальные напряжения в пальцах от действия суммарной силы Р_S карбюраторных двигателей возникают на режиме максимального крутящего момента, а в пальцах дизелей – при работе на номинальном режиме.

 

 

Рис.. Расчетная схема поршневого пальца

 

Расчет поршневого пальца заключается в определении удельных давлений пальца на втулку поршневой головки шатуна q_ш и на бобышки q_б , а также напряжений изгиба пальца [s_и] и максимальной овализации Dd_{п max} в средней, наиболее напряженной части. Методика расчета изложена в литературе [], [], [], [],. Допустимые значения расчетных величин [ q_ш ] = 20…60 МПа, [ q_б ] = 15…20 МПа, [s_и ] = 100…250 МПа, [Dd_{п max} ] £ 0,02…0,05 мм.

Материал поршневых пальцев – стали марок 45, 40ХА, 15Х,15ХА, 12ХН,12ХН3А.

4.2. Шатунная группа

 

Проектирование шатунной группы сводится к разработке элементов шатуна: поршневой головки, кривошипной головки, стержня шатуна. При конструировании поршневой головки в случае плавающего пальца необходимо предусмотреть бронзовую втулку в головке и отверстие для подвода масла.

Кривошипная головка конструируется исходя из обязательного условия возможности демонтажа шатуна через цилиндр двигателя при снятой головке блока цилиндров. При относительном размере шатунной шейки коленчатого вала d_шш > 0,66 D необходимо выполнять косой разъем кривошипной головки.

Стержень шатуна выполняется двутаврового сечения. Отношение высоты двутавра к его ширине находится в пределах 1,3…1,7.

Шатунные болты должны иметь возможно малые концентраторы напряжений, для этого радиусы перехода от центрирующих поясков и резьбы к стержню болта должны быть не менее 0,5d_шб, а от головки не менее (0,15…0,20)d_шб. Диаметр стержня болта должен быть равным 0,8…0,85 от внутреннего диаметра резьбы.

После конструктивной разработки элементов шатуна и установления размеров производится расчет на прочность и корректируются принятые размеры.

Поршневая головка. В поршневой головке шатуна возникают напряжения от натяга при запрессовке втулки или пальца и нагрева шатуна; от силы инерции поршневой группы на режиме холостого хода при максимальной частоте вращения коленчатого вала (газовая сила, действующая в ВМТ в начале впуска и направленная вниз, минимальна, а сила инерции, направленная вверх, максимальна); напряжения сжатия от действия суммарной силы Р_S, достигающей максимального значения после ВМТ (10…20° угла поворота кривошипа) в начале расширения.

ТАБЛИЦА 4

Значения конструктивных параметров поршневой головки шатуна

 

Параметр	карбюраторные двигатели	дизели
Внутренний диаметр поршневой головки d: без втулки с втулкой	d = d п (1,10…1,25) d п	d = d п ()d п
Наружный диаметр головки d г	(1,25…1,65) d п	(1.3///1.7)d п
Длина поршневой головки шатуна l ш: закрепленный палец плавающий палец	(0.28…0.32)D (0,33…0,45)D	(0,28…0,32)D (0,33…0,45)D
Минимальна толщина стенки головки h г	(0,16…0,27)d п	(0,16…0,27)d п
Радиальная толщина стенки втулки s в	(0,055…0,085)d п	(0,07…0,085)d п

 

Учитывая тот факт, что на поршневую головку действуют знакопеременные силы разрыва-сжатия, конечной целью расчета является определение максимального s _max, минимального s _min, среднего s _m напряжений асимметричного цикла, амплитуды напряжений s _aк и запаса прочности n_ts по пределу текучести (II область) или n_s по пределу усталости (I область) в зависимости от характера повреждения, определяемого по области диаграммы предельных амплитуд (с. 10-11).

Расчет поршневой головки проводят на разрыв от вышеуказанных напряжений. Методика расчета изложена в литературе [4], [7], [8], [10].

Материал

 

Кривошипная головка шатуна. Приближенный расчет кривошипной головки сводится к определению напряжений изгиба s_и в среднем сечении II – II крышки головки от инерционных сил P_j, имеющих максимальное значение в начале впуска (f = 0°) при работе двигателя в режиме холостого хода на максимальной частоте. Методика расчета изложена в литературе [4], [7], [8], [10].

ТАБЛИЦА 5

Значения конструктивных параметров кривошипной головки шатуна

 

Параметр	карбюраторные двигатели
Диаметр шатунной шейки dшш:	(0.56…0.75) D
Толщина стенки вкладыша t в: тонкостенного толстостенного	(0,03…0,05) d шш 0,1 d шш
Длина кривошипной головки шатуна l к:	(0,045…0,95) d шш
Расстояние между шатунными болтами c б	(1,30…1,75)d шш

 

Допустимое значение s_и изменяется в пределах 100…300 МПа.

В четырехтактных двигателях болты, стягивающие кривошипную головку шатуна, подвергаются растяжению от действия сил инерции P_j поступательно движущихся масс, расположенных над плоскостью разъема головки. Кроме того, болты испытывают растяжение от предварительной затяжки при сборке.

При работе двигателя силы инерции P_j стремятся разорвать болты, следовательно, они должны быть затянуты настолько, чтобы не была нарушена плотность соединения головки и крышки. Конечной целью расчета нахождение запаса прочности. Как и в случае расчета поршневой головки для установления характера повреждения (усталость или текучесть) необходимо определить области диаграммы предельных амплитуд (с. 10-11).

Шатунные болты должны обладать высокой механической прочностью и надежностью. Изготовляют их из стали 35Х, 40Х, 35ХМА, 37ХН3А. При больших напряжениях затяжки болты изготовляют из легированной стали с более высокими пределами текучести – 18ХНВА, 20ХН3А, 40ХН, 40ХНМА.

Запас прочности болтов по напряжению текучести не должен быть ниже 2.

Стержень шатуна. Стержень шатуна нагружен силой инерции P_j, которая стремится растянуть шатун в начале движения поршня к НМТ (такт впуска – газовая сила мала) и суммарной силой Р_S = P_г + P_j, максимальное значение которой достигается в начале такта рабочего хода.

Стержень шатуна рассчитывают на усталостную прочность в среднем сечении В-В (рис.) от действия знакопеременных суммарных сил. Обычно расчет ведется на режиме максимальной мощности. Запас прочности сечения определяется в плоскости качания шатуна n_sy и в перпендикулярной плоскости n_sx. Условием равнопрочности стержня шатуна в обеих плоскостях является n_sx = n_sy , значения n_sx и n_sy не должны быть ниже 1,5.

Напряжения s _{max x} и s _{max y} не должны превышать: для углеродистых сталей - 160…250 МПа, для легированных сталей – 200…350 МПа.

 

Значения конструктивных параметров стержня шатуна (рис.)

ТАБЛИЦА 6

Параметры сечения шатуна	карбюраторные двигатели	дизели
h ш min	(0,50…0,55) d г	(0,50…0,55)d г
h ш	(1,2…1,4) h ш min	(1.2…1.4) h ш min
b ш	(0,5…0,6) l ш	(0,55…0,75) l ш
a ш = t ш	(2,5…4,0)d п	(4,0…7,5)d п

 

Для изготовления шатунов карбюраторных двигателей обычно применяют углеродистые и легированные стали 40, 45, 45Г2, 40Х. Шатуны дизелей, работающих в условиях большей динамической нагруженности, выполняют из легированных сталей 40Х, 18ХНВА, 40ХНМА.

 

4.3. Коленчатый вал

 

Проектирование коленчатого вала следует начинать с определения предварительных размеров его элементов по статистическим данным, приведенным в табл. 7.

Правильность выбранных размеров проверяется по условным удельным давлениям на шатунную и коренную шейки и расчетам на прочность наиболее нагруженных элементов кривошипа.

По результатам проведенного расчета уточняются предварительно выбранные размеры элементов кривошипа, а затем производится конструктивная разработка коленчатого вала.

При выборе размеров элементов вала необходимо иметь в виду, что размеры l _кш, l _шш и h не могут назначаться произвольно, а должны быть увязаны с принятым межцилиндровым расстоянием l, т. е. должны удовлетворять условию

l = l _кш + 2h + l _шш

Сначала на листах поперечного и продольного разрезов двигателя производится конструктивное оформление первого и последнего кривошипов коленчатого вала, его шеек и щек, затем приступают к разработке носка и хвостовика на продольном разрезе двигателя. Конструктивное оформление носка и хвостовика коленчатого вала необходимо выполнять вместе с установленными на них деталями в соответствии с конструкцией кривошипа двигателя.

На носке коленчатого вала обычно устанавливаются: шестерня привода механизма газораспределения, шкивы для клиновидных ремней, храповик, маслосбрасывающее кольцо и уплотнение носка. Хвостовик вала заканчивается фланцем, к которому крепиться маховик. Здесь необходимо разработать уплотнение вала и центровку маховика. Из полости между коренным подшипником и уплотнением хвостовика необходимо предусмотреть отвод масла в картер.

На продольном разрезе двигателя следует разработать упорный подшипник для фиксации коленчатого вала от осевых перемещений. В зависимости от конструкции двигателя упорный подшипник может размещаться на первой, средней или последней коренной опоре коленчатого вала.

На рис.14 в качестве примера приведены некоторые конструктивные оформления носка, а на рис. 15 – хвостовика коленчатого вала с уплотнением и упорным подшипником.

В конструктивную разработку кривошипа коленчатого вала должна включаться разработка конструкции коренных и шатунных вкладышей с соответствующим обоснованием в пояснительной записке примененного антифрикционного материала. Расчет элементов коленчатого вала производится по наиболее нагруженному кривошипу. За расчетный режим принимается режим максимальной мощности n_N.

4.3.1. Расчет коленчатого вала на прочность

 

Основными нагрузками коленчатого вала являются силы газов, силы инерции движущихся масс и инерционные нагрузки от крутильных колебаний.

Сложная форма коленчатого вала не позволяет провести точный расчет его на прочность, поэтому вал представляют в виде упрощенной расчетной схемы. Общепринятой расчетной схемой коленчатого вала является схема разрезной двухопорной балки с одним (рис. 102, а и б) или двумя (рис. 102, в и г) пролетами между опорами. При расчете коленчатого вала принимается, что:

кривошип (один или два) свободно лежат на опорах;

опоры и точки приложения сил проходят через средние плоскости шеек;

весь пролет между опорами представляет собой абсолютную жесткую балку.

 

 

Рис.. Расчетная схема коленчатого вала

 

Коленчатый вал обычно рассчитывают для номинального режима () с учетом одновременного действия следующих сил и моментов (рис. 102, б):

1. К_рк = К + К_R = К + К_Rш + К_Rк - силы, действующие на колено вала по кривошипу, без учета противовесов, где К = Р cos (j+b) / cos b - суммарная сила, направленная по радиусу кривошипа; К_R = - m_RRw² - центробежная сила инерции вращающихся масс; К_Rш = - m_ш.к Rw² - сила инерции вращающихся масс шатуна; К_Rк = - m_кRw² - сила инерции вращающихся масс кривошипа;

2. Z_å = К_рк + 2Р_пр - суммарной силы, действующей в плоскости кривошипа, где (см. гл. IХ) Р_пр = + m_прrw² - центробежная сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки;

3. Т - тангенциальной силы, действующей перпендикулярно плоскости кривошипа;

4. Z^/ _å = К^/ _рк+ Р^/ _пр - реакции опоры от суммарных сил, действующих в плоскости кривошипа, где К^/ _рк = - 0,5 К_рк и Р^/ _пр = - Р_пр;

5. Т^/ = - 0,5 Т - реакции опоры от тангенциальной силы, действующей в плоскости, перпендикулярной кривошипу;

6. М_к.шi - набегающего крутящего момента, передаваемого расчетному колену со стороны передней части вала;

7. M_кр.ц = TR - крутящего момента, создаваемого тангенциальной силой;

8. М_к.ш(i+1) = М_к.шi + M_кр.ц - сбегающего крутящего момента, передаваемого расчетным коленом следующему колену.

Коренные шейки рассчитываются только на кручение. Экстремальные значения крутящего момента, передаваемого наиболее нагруженной шейкой, определяются из графиков набегающих моментов. Например, для четырехцилиндрового однорядного двигателя с порядком работы 1-2-4-3 наибольший размах момента приходится на четвертую коренную шейку (рис.), которую и следует рассчитывать.

Порядок построения графиков набегающих индикаторных моментов коренных шеек рассмотрим на примере четырехцилиндрового двигателя с порядком работы 1-2-4-3.

Исходят из того, что момент постепенно увеличивается от первой коренной шейки М _кш1 к последней М _кш5, к которой крепится маховик (с него снимается сформированный крутящий момент). Принимают, что М _кш1 = 0

М _кш2 = М _кш1 + М _{кр ц1}

где М _{кр ц1} – индикаторный момент на первом цилиндре.

Его необходимо перенести без изменений из динамического расчета.

М _кш3 = М _кш2 + М _{кр ц2}

где М _{кр ц2} – индикаторный момент на втором цилиндре.

Его необходимо перенести из динамического расчета с учетом, что второй цилиндр отстает от первого для этого двигателя на 180°. При этом удобно пользоваться следующим приемом: отсчитать по диаграмме индикаторного момента первого цилиндра 180° (720°/i, где i – количество цилиндров) и полученную точку переместить в начало координат, а переднюю часть диаграммы (0 - 180°) переместить на свободный участок диаграммы (540 - 720°).

Сложив ординаты кривых М _кш2 + М _{кр ц2} получим кривую М _кш3.

М _кш4 = М _кш3 + М _{кр ц3}

М _кш5 = М _кш4 + М _{кр ц4}

Для восьмицилиндровых V – образных двигателей последняя зависимость будет иметь вид М _кш5 = М _кш4 + М _{кр ц4} + М _{кр ц8}

Рис. 1. Построение набегающих моментов, подходящих к коренным шейкам

 

Рис. Схемы набегающих моментов на коренные шейки:

а – рядного двигателя; б – V-образного двигателя