Геометрические характеристики коленчатых валов (размеры в см)

ТАБЛИЦА 8

 

Марка двигателя	h	b	d	d1	e	r	D	d2
ЯМЗ-238	2,97	14,8	8,5	3,5	1,5	0,6	2,5	9,5
ЯМЗ-236	3,61	14,8	8,5	3,5	1,5	0,55	2,5	9,5
ЯМЗ-238Н	3,48	14,8	8,5	3,5	1,5	0,6	2,5	9,5
ОМ633	2,45	18,2	8,5	4,5		0,4		11,5
ЗМЗ-66	1,94	13,0	6,0	2,5	1,4	0,375	2,2	6,98
УАЗ-3151	1,76		5,8	2,3	1,4	0,37	1,27	6,4
КАМАЗ-740	3,0	17,2	8,37	4,0	1,5	0,55	2,86	9,87
ЗИЛ-645	2,27	16,0	6,54	2,6	1,5	0,5	2,2	7,44
ОМ421 (ОМ422)	2,45	18,2	8,1	3,0		0,4		12,4

 

Далее необходимо провести анализ кривых М _кш2,, М _кш3, М _кш4 , М _кш5 и определить, на какой коренной шейке наблюдается наибольший размах момента (+….-). Максимальный положительный и максимальный отрицательный моменты ищут на всем протяжении графика, выбирая любой наибольший.

Для данного примера (рис.) наиболее нагруженной коренной шейкой является четвертая. Значения максимального положительного М_max и максимального отрицательного М_min используют в дальнейшем для расчета наиболее нагруженной четвертой шейки на кручение. Далее определяют момент сопротивления кручению шейки W _{t шш} , максимальное и минимальное тангенциальные напряжения

t _max = M _{t кш max}/ W _{t кш}

t _min = M _{t кш min}/ W _{t кш}

где M _{t кш max}, M _{t кш min} - максимальное положительное и минимальное отрицательное значение моментов наиболее нагруженной коренной шейки по диаграмме набегающих моментов. Конечной целью расчета является определение коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям n _t. Методика расчета изложена в литературе [4] с.248, [7] с.261, [8], [10].

Запас прочности коренных шеек карбюраторных двигателей должен находится в пределах 3,0 … 4,0, дизелей – 4,0…5,0.

Шатунные шейки рассчитываются на кручение и на изгиб. Расчет кручения производится в той же последовательности, что и расчет коренных шеек. Скручивание шатунной шейки происходит под действием набегающего момента М _{шш i}, а изгиб - под действием изгибающих моментов в плоскости кривошипа М _z, и в перпендикулярной плоскости М _Т.

В качестве примера на рис. 6 приведены графики набегающих крутящих моментов, передаваемых шатунными шейками. Эти графики строятся при выполнении динамического расчета. Порядок построения графиков набегающих индикаторных моментов шатунных шеек рассмотрим на примере четырехцилиндрового двигателя с порядком работы 1-2-4-3.

М _шш1 = М _кш1 + 0,5М _{кр ц1} = 0,5М _{кр ц1}

М _шш2 = М _кш2 + 0,5М _{кр ц2}

М _шш3 = М _кш3 + 0,5М _{кр ц3}

М _шш4 = М _кш4 + 0,5М _{кр ц4}

Наиболее нагруженной является 4-я шатунная шейка, которую и следует рассчитывать.

Для восьмицилиндровых V–образных двигателей зависимость i-того момента на i-той шатунной шейке будет иметь вид

М _{шш i} = М _{кш 1} + 0,5М _{кр ц i лев} + 0,5М _{кр ц i прав}

Далее определяют момент сопротивления кручению шейки W _{t шш} , максимальное и минимальное тангенциальные напряжения

t _max = M _{t шш max}/ W _{t шш}

t _min = M _{t шш min}/ W _{t шш}

где M _{t шш max}, M _{t шш min} - максимальное положительное и минимальное отрицательное значение моментов наиболее нагруженной шатунной шейки по диаграмме набегающих моментов.

Конечной целью расчета является определение коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям n _t. Методика расчета изложена в литературе [4], [7], [8], [10].

Запас прочности на изгиб должен определяться по результирующему изгибающему моменту от изгиба и кручения, действующему в плоскости маслоподводящего канала, создаваемого силами Т и К (рис. 102). Здесь прод

Моменты, изгибающие шатунную шейку, обычно определяют табличным методом (табл. 59).

Таблица 59

j^о	Т^1	Мт	Мт sin jм	К^1рк	Z^1S	Z^1S	МZ	МZ cos jм	Мjм
и т.д.

 

Значения Т¹ и К¹_рк определяют в динамическом расчете [7] с.168, [10] и заносят в табл. 59. Изгибающий момент (Н × м), действующий на шатунную шейку в плоскости, перпендикулярной плоскости кривошипа:

М_т = Т¹ l/2, (307)

где l = (l_к.ш + l_ш.ш + 2h) - расстояние между серединами коренных шеек, м.

Изгибающий момент (Н × м) в плоскости кривошипа:

М_Z = Z¹_S l/2 + Р_пра, (308)

где а = 0,5(l_ш.ш + h), м Z¹_S = К¹_рк + Р¹_пр, Па.

Так как наибольшие напряжения в шатунной шейке возникают у краев масляного отверстия, то определяется обычно изгибающий момент, действующий в плоскости оси масляного отверстия:

М_jм = М_т sin j_м - М_Z cos j_м (310)

где j_м - угол между осью кривошипа и осью масляного отверстия, которое обычно выводится в центр наименее нагруженной поверхности шатунной шейки. Угол j_м обычно определяют по диаграммам износа.

Максимальное и минимальное значения М_jм определяют по табл. 59.

По полученным значениям М_{jм max} и М_{jм min} определяют экстремальные значения напряжений изгиба в шатунной шейке:

s_max = М_{jм max}/W_{s ш.ш} и s_min = М_{jм min}/W_{s ш.ш} (313)

где W_{s ш.ш} = 0,5W_tш.ш.

Запас прочности по изгибу шатунной шейки определяют по формулам, приведенным в [4] с. 253.

Зная запасы прочности по касательным n_t и нормальным n_s напряжениям, находят результирующий запас прочности шатунной шейки.

n _шш = n_t n_s / Ö (n_t + n_s)

Запас прочности шатунных шеек карбюраторных двигателей должен находится в пределах 2,0 … 3,0, дизелей – 3,0…3,5.

Методика расчета шатунной шейки V-образного двигателя с двумя шатунами, расположенными рядом на одной шейке (см. рис. 102,г), аналогична вышеприведенной, а расчет шатунной шейки в некоторых случаях производят для трех сечений: по масляным отверстиям и по среднему сечению шейки (см. 56).

Щеки коленчатого вала подвергаются изгибу, растяжению, сжатию и кручению. Для определения запаса прочности щек по касательным напряжениям n_t необходимо вычислить максимальное и минимальное значение скручивающего момента. Для определения запаса прочности по нормальным напряжениям n_s необходимо вычислить их максимальное и минимальное значение s_max, s_min. Определив n_t, n_s, следует рассчитать результирующий запас прочности щеки n, который должен находится в пределах n = 2,0 … 3,5.

Основные конструктивные соотношения элементов коленчатого вала, необходимые для поверочного расчета, приведены в табл. 56.

Таблица 9

Двигатели	1/D	dш.ш/D	l ш.ш/D^*	dк.ш/D	Lк .ш/D^**
Карбюраторные: однорядные   V-образные	1,20-1,28   1,25-1,35	0,60-0,70   0,56-0,66	0,45-0,65   0,8-1,0	0,60-0,80   0,63-0,75	0,45-0,60 0,74-0,84 0,50-0,70 0,70-0,88
Дизели: Однорядные   V-образные	1,25-1,30   1,47-1,55	0,64-0,75   0,65-0,72	0,7-1,0   0,8-1,0	0,70-0,90   0,70-0,75	0,45-0,60 0,75-0,85   0,50-0,65 0,65-0,86

 

Размеры коренных и шатунных шеек выбирают с учетом получения необходимой прочности, жесткости вала и допустимых значений удельных давлений на подшипники. Сокращение длины шеек и увеличение их диаметра повышает жесткость вала и уменьшает габариты и массу двигателя.

Материалы коленчатых валов: стали марок 45, 45Г2, 50Г, 18ХН4ВА, 40ХНМА, в некоторых двигателях – чугун.

 

4.4. Блок цилиндров, головка и картер двигателя

 

После оформления кривошипно-шатунного механизма приступают к разработке блока цилиндров, головки блока и верхней половины картера.

В большинстве автотракторных двигателей применяются блок картеры, несколько более сложные в изготовлении, но обладающие высокой структурной жесткостью.

Блок цилиндров выполняется с толщиной стенок водяной рубашки 4 …6 мм, а верхней стенки – 8 … 12 мм.

Пространство для охлаждающей жидкости в рубашке блока выполняется равным 6 … 8 мм. Нижнее положение рубашки определяется из условия, чтобы уплотняющий пояс поршня в НМТ находился в зоне цилиндра, омываемой охлаждающей жидкостью. Для сообщения полости водяной рубашки блока с полостью головки цилиндра в верхней стенке блока делаются отверстия диаметром 8 … 14 мм.

В качестве материалов применяют серый перлитный чугун СЧ-26, чугун СЧ-18-36, специальный легированный чугун или сплавы алюминия АЛ-9 и АЛ-4.

Цилиндры двигателя могут выполняться вместе с блоком или отдельно (гильзы цилиндров). В автомобильных двигателях большей частью применяются мокрые гильзы, выполненные из чугуна. Мокрые гильзы могут устанавливаться в блок по верхнему, среднему или нижнему поясу. В первом случае ухудшается теплоотвод от наиболее нагретой части цилиндра, в последнем случае гильзы подвергаются сжатию от силы предварительной затяжки силовых шпилек, поэтому для обеспечения жесткости гильзы ее стенки следует делать несколько толще.

Сухие короткие гильзы устанавливают в верхнюю часть цилиндра (гильзы) на длину (0,3 … 0,5) D с целью уменьшения износа в этой части цилиндра. Гильзы выполняют из низко- и средненелегированных фосфористых чугунов и из хромофосфорбористого чугуна, сухие короткие гильзы – из нирезиста.

Толщина стенок цилиндра может быть задана на основании статистических данных по выражению

d = 0,05 Д + 2 мм – карбюраторные двигатели,

d = (0,065 … 0,075) D - дизели

и после этого проверена расчетом

, МПа.

У современных двигателей

s_Z = 40 … 60 МПа – для чугуна;

s_Z = 80 … 120 МПа – для стали.

Полная длина гильзы устанавливается из условия, чтобы при нахождении поршня в НМТ он выступал за пределы цилиндра не более чем на 10 … 15 мм.

Головка блока конструируется в соответствии с прототипом двигателя и начинается с определения максимально возможных диаметров впускных и выпускных клапанов, горловин и патрубков, что необходимо для лучшего наполнения цилиндров.

Компоновка клапанов, предкамер, форсунок, свечей, седел клапанов выполняется на вспомогательном листе миллиметровой бумаги (масштаб 1:1).

Диаметр выпускного клапана и горловины обычно принимают на 10…20% меньше диаметра впускного клапана, достаточность проходных сечений в горловинах и седлах клапанов проверяют расчетом.

Высота прохода для охлаждающей жидкости между стенками головки и патрубков в нижней части 6…8 мм. Толщина стенок водяной рубашки головки – 4…6 мм. Толщина нижней стенки головки должна быть не меньше 8…10 мм. С увеличением диаметра цилиндра больше 80 мм толщина стенки должна быть увеличена.

Головка блока крепиться к блоку силовыми шпильками или болтами. Материал головок – сплавы алюминия АЛ-4, АЛ-9, АК6М2 или специальный легированный чугун.

В качестве материалов силовых шпилек (болтов) используют стали 40, 38ХА, 40Х, 40ХН, 18Х2Н4ВА, 40ХНМА.

Расчетом должны быть определены запас прочности силовых шпилек (болтов) и надежность газового стыка.

За расчетный режим следует принимать режим максимального крутящего момента.

Размеры элементов силовой схемы должны быть определены из продольного и поперечного разрезов двигателя.

Диаметр шпилек (болтов) ориентировочно может быть определен на основании статистических данных – d_шп = (0, 12…0,14) D.

Для определения запаса прочности силовых шпилек необходимo найти максимальную и минимальную силы, действующие на шпильки (болты).

Р_max= m(1-x)·P_z^I +P_t+xP_z^I, МН

P_min = m(1-x)P_z^I + P_t, МН,

, МН.

где , МН.

i_шп – число шпилек на один цилиндр,

F_п – площадь поршня, м²

- термическая сила, МН.

Величины m, x и åк приведены в таблице приложения 6.

Необходимо определить, к какому варианту относится проектируемый двигатель, выбрать величины m, x, åк и определить P_t, P_max, P_min,. Затем найти d_max, d_min, d_a, d_m, а по ним и запас прочности n_dю. Величину к_d / Е_d следует принимать 4…5,5.

Значения n_d должны лежать в пределах 1,25…2,5.

Если запас прочности находится в указанных пределах, то это свидетельствует о правильности выбора размеров шпилек и других величин, в том числе и m, а значит, и о надежности газового стыка.

Для создания необходимой силы предварительной затяжки Р_пр = m(1-х)Р_z^I гайки силовых шпилек надо завертывать динамометрическим ключом с момента затяжки М_кл = М_р+М_т, где М_р = Р_пр d_п / 2 · tg (y+r) = P_пр· А₁ · 10⁶, Н·м – момент, необходимый для создания осевого усилия и преодоления трения в резьбе

, Н · м – момент трения на торцевой поверхности гайки.

Значение величин А₁ и А₂ для стандартных шпилек приведены в приложении 5.

Картер двигателя. Размеры картера, а также положение распределительного вала при нижнем его расположении определяются траекториями движения крайних точек кривошипной головки шатуна.

В конструкциях двигателей, имеющих короткие шатуны, возможно задевание стержня шатуна за нижнюю часть цилиндра. Для проверки этого положения, а также для определения размеров картера и размещения нижнего распределительного вала поступают следующим образом.

Контур шатуна с поперечного разреза двигателя переносят на кальку. Затем вырезанный по контуру шатун перемещают так, чтобы центр поршневой головки перемещался по оси цилиндра (см. рис. 17), а центр кривошипной головки наносят на поперечный разрез двигателя.

Одновременно с нанесением траектории определяют, задевает ли стержень шатуна за цилиндр. В случае задевания в цилиндре делают прорези для прохода шатуна.

Поперечный размер картера и положение распределительного вала определяют из условия минимального расстояния (10…15 мм) между траекторией движения кривошипной головки и стенкой картера и распределительным валом.

Дальнейшее конструирование картера ведется в соответствии с прототипом двигателя. Наносится перегородка картера с ребрами жесткости; разрабатывается подвеска коленчатого вала, крышка коренного подшипника с фиксацией от боковых перемещений и разрезом по шпильке (болту) крепления крышки; наносятся (пунктиром) масляные магистрали подвода масла к коренным и шатунным подшипникам; из условия жесткости устанавливается плоскость разъема картера. После оформления разрезов блока цилиндра и картера заканчивают конструирование коленчатого вала вместе с их уплотнениями.

 

4.5. Механизм газораспределения

 

Для получения высоких мощностных и экономических показателей работы двигателя механизм газораспределения должен прежде всего обеспечивать эффективную смену рабочего тела и хорошее наполнение цилиндров. Это достигается экспериментальным набором оптимальных фаз газораспределения, наибольшими проходными сечениями в горловинах и седлах клапанов и наименьшими гидродинамическими сопротивлениями впускного и выпускного трактов.

Кроме того, конструкция механизма газораспределения должна обеспечивать надежную работу механизма на всех режимах работы двигателя без разрыва кинематической связи. Последнее обстоятельство требует внимательного подхода к расчету кинематики и динамики механизма газораспределения.

Повышение долговечности двигателей механизма газораспределения обеспечивается за счет подбора материалов, наиболее отвечающих условиям работы этих деталей механизма; принудительного вращения клапанов и ряда других мероприятий.

Конструирование механизма газораспределения сводится к разработке привода механизма газораспределения, распределительного вала с фиксацией его от осевых перемещений, толкателей, штанг, коромысел, клапанов и т. д.

Размеры деталей механизма газораспределения определяются по размерам прототипа двигателя, по чертежам отечественных двигателей, справочникам и по данным, приведенным на рис. 18. Принятые размеры обязательно должны уточняться расчетом.

Распределительный вал выполняется обычно вместе с кулачками и элементами привода некоторых агрегатов (бензонасос, топливный и масляный насосы, прерыватель-распределитель и т. д.). Распределительный вал устанавливается в сталебаббитовых или алюминиевых подшипниках, число которых большей частью равно числу коренных опор коленчатого вала. Осевая фиксация нижних распределительных валов осуществляется упорной шайбой (рис. 19, а) или регулировочным болтом (рис. 19, б). Осевые перемещения верхнего вала ограничиваются буртиками (рис. 19, в), в этом случае подшипник выполняется со съемной крышкой.

Конструктивные со

отношения клапан-

ного механизма:

d = (0,3…0,4)d_r ;

l = (2,5…3,5)d_r;

b = (0,05…0,12)d_n ;

a = (0,08…0,12)d_r;

r = (0,25…0,35)d_r;

l = (1,75…2,5)d_r;

d_вт = d + (5…8) мм;

C = (0,18…0,25)d_r.

 

Рис. 18. Расчетная

схема клапанного ме-

ханизма

 

Распределительные вала в зависимости от их расположения могут приводится в движение при помощи шестерен, бесшумной цепи, роликовой цепи или зубчато- ременной передачи. Зубчатые ремни изготавливаются из неопрена и армируются стекловолокном. Роликовые цепи применяются обычно с натяжными приспособлениями. Зубчатые цепи, составленные из широких малоизнашивающихся звеньев, и зубчатые ремни могут устанавливаться без натяжного приспособления.

Клапаны. Впускные клапаны, как правило, изготавливаются с плоской головкой. Клапаны большего диаметра целесообразно изготавливать с тюльпанообразной головкой. Эта головка отличается хорошей обтекаемостью со стороны стержня и обладает меньшей массой по сравнению с плоской головкой.

Выпускные клапаны обычно выполняют с выпуклой головкой, что обеспечивает лучшую обтекаемость со стороны цилиндра и большую жесткость головки. В форсированных двигателях выпускные клапаны иногда делают полыми. Заполняющие на 50…60% полость клапана легкоплавкое вещество (металлический натрий или специальные соли) во время работы двигателя плавится и энергично взбалтывается, что обеспечивает перенос тепла от головки к стержню клапана.

В качестве материалов клапанов современных двигателей применяют стали марок:

для впускных – 40ХС2, 40ХIОС2М

для выпускных – 45ХI4НI4В2М, 55Х20Г2АН4, ЭП-332

На рис. 21 приведены различные конструкции впускных и выпускных клапанов, направляющих втулок, седел, а также элементы крепления тарелки пружины и устройств, обеспечивающих вращение клапана с целью более равномерного износа уплотняющей кромки клапана.

Коромысла представляют собой качающийся на неподвижной оси неравноплечий рычаг и служат для передачи усилий от кулачка (при верхнем расположении распределительного вала) или от штанги к стержню клапана.

Толкатели. Опорную поверхность головки которого выполняют сферической с радиусом сферы 700…1000 мм, а кулачок – коническим с углом наклона образующей оси вала 7…15°, что обеспечивает поворот толкателя и равномерный износ его. В некоторых конструкциях автомобильных двигателей применяют рычажные толкатели, качающиеся на общей оси.

Гидравлические толкатели, применяемые на некоторых двигателях, работают без зазора. В этом случае устраняются удары о стержень клапана при открытии последнего и отпадает необходимость регулировки и проверки зазоров.

В целях повышения износостойкости контактной поверхности толкателя последнюю наплавляют твердыми сплавами типа стеллит или сормайт. В некоторых случаях опорную поверхность толкателя подвергают цементации или цианированию.

При размещении распределительного вала на головке блока цилиндров кулачок вала воздействует на клапан через рычаг. В таких конструкциях значительно уменьшается действие боковой силы на стержень клапана, и, следовательно, уменьшается износ стержня и направление втулки.

Расчет механизма газораспределения сводится к определению проходных сечений клапанов и выполнению прочности расчетов отдельных элементов.

Определение проходных сечений. Расчетный режим – режим n_N. Для обеспечения хорошего газообмена необходимо, чтобы проходные сечения клапанов имели достаточную величину. Поэтому перед тем, как наносить клапанный механизм на основные разрезы, следует прочертить на миллиметровой бумаге варианты размещения добавить с. 65

Определение параметров профиля кулачка. Независимо от конструкции механизма газораспределения заданного прототипа двигателя в курсовом проекте условно рассматривается механизм, имеющий выпуклый профиль кулачка и плоский толкатель.

При заданных j_к и h_{т maх} между радиусом r_o, r₁ и r₂ должно быть выдержано определенное соотношение, т.е. произвольно могут выбирают два из них. Обычно на основании статистических данных задаются величинами r_o и r₁.

Отношение плеч коромысла:

r_o = (1,5 … 2,0) h_{к maх}; r₁ = (10 …18) h_{т maх}, h_{т maх} = h_{к maх} × l_т/l_к; l_т/l_к

r₂ определяют аналитически.

где - угол действия кулачка, определяемый по принятой диаграмме фаз газораспределения (см. рис. 1).

При определении r₂ иметь в виду, что максимальное его значение, при котором r₁ = ¥, т.е. выпуклый профиль превратится в тангенциальный, равно

Профиль кулачка вычерчивается на отдельной форматке миллиметровой бумаги в масштабе 2:1.

Расчет пружины клапана. Пружина должна обеспечивать кинематическую связь между клапаном и кулачком в течение второго и третьего периодов движения.

Ускорение клапана во втором периоде

 

а сила инерции, приведенная к клапану,

где (m_кл.м)_к - приведенная к клапану масса деталей клапанного механизма:

(m_кл.м)_к = (m¹_кл.м)_к × f_г;

(m¹_кл.м)_к - конструктивная масса клапанного механизма;

(m¹_кл.м)_к = 200 … 300 кг/м² - с непосредственным приводом;

(m¹_кл.м)_к = 400 … 500 кг/м² - с приводом через толкатель, штангу и коромысло;

- угловая скорость вращения кулачка на n_max, с^-1;

площадь горловины клапана, м².

Очевидно, сила пружины должна быть больше силы инерции на любом скоростном режиме: Р_пр = к × Р_j2

где к = 1,5 … 2,25 – коэффициент запаса.

После некоторых преобразований силу инерции можно выразить в виде:

откуда следует, что сила Р_j2 линейно зависит от высоты подъема h_кг.

По такому же закону изменяется сила предварительно затянутой пружины - Р_пр = Р_о + ch.

Следовательно, пружину надо подбирать так, чтобы жесткость ее С и сила Р_о соответственно были равны:

Предварительная деформация

Максимальная деформация

Определение размеров пружины. Конструктивными параметрами пружины являются: средний диаметр D_пр, диаметр проволоки d, число витков i и шаг витка t.

Обычно принимают D_пр = (0,8 … 0,9).

Диаметр проволоки d определяют по формуле

где t = 350 … 600 МПа, x = 1,2.

Найденное значение d следует округлить до ближайшего значения по ГОСТу (2,8; 3,0; 3,2; 3,5; 3,8; 4,0; 4,2; 4,5; 4,8; 5,0; 5,5; 6,0 мм) и определить экстремальные значения напряжений и запас прочности.

(II область).

Величина запаса прочности должна быть в пределах 1,2 … 2,0.

Число рабочих витков пружины определяют по максимальной деформации:

где G - модуль упругости второго рода (G = (8 … 8,8). 10⁴ МПа). Полное число витков i = i_р + (2 …3).

Шаг витка свободной пружины

D_min = 0,5 … 0,9 мм.

Тогда высота пружины при полностью открытом клапане

а при закрытом клапане

На верхние клапаны в большинстве случаев устанавливаются по две пружины. Диаметры пружин можно определять по соотношению

(Д_пр)_н = (1,36 … 1,4) Д_{пр вн}.

Нагрузку между пружинами распределяют или поровну, или чтобы на внутреннюю пружину приходилось несколько меньше половины всей силы Р_пр.

(Р_пр)_вн = (0,35 … 0,5) Р_пр; (Р_пр)_н = (0,5 … 0,65) Р_пр.

Жесткость и предварительную деформацию каждой пружины выбирают так, чтобы суммарная характеристика обеих пружин обеспечивала необходимые значения Р_о и Р_max.

Последним этапом расчета пружины является проверка ее на резонанс. Условием отсутствия резонанса является > 10,

где n_c - число соответственных колебаний пружины;

n_к - частота вращения распределительного вала.

Величина n_c определяется из выражения n_c = 2,7 × 10⁶ мин^-1

Здесь d и D_пр в см.

5. КОНСТРУКТИВНАЯ РАЗРАБОТКА И РАСЧЕТ СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ

 

5.1. Система смазки

При разработке системы смазки на разрезах двигателя должны быть показаны: масляный насос (в разрезе) с приводом, масляные магистрали в блоке и картере, подвод масла к коренным и шатунным подшипникам (пунктиром), подвод масла к клапанному механизму и подшипникам распределительного вала.

Конструкция масляного насоса зависит от типа масляной системы (с сухим или мокрым картером), наличия масляного радиатора и т.п. В двигателях гусеничных и колесных машин применяются одно-, двух- и трехсекционные насосы, конструкция которых показана на рис. 24.

При вычерчивании масляного насоса размеры шестерен должны соответствовать расчетным данным. На чертежах надо показать редукционный и перепускной клапаны. Желательно показать конструкцию маслозаборника и пробку для слива масла из картера.

Должны быть представлены расчет шатунного подшип­ника и определение размеров масляного насоса. Расчетный ре­жим – режим максимальной мощности. Последовательность расчета подшипника следующая:

1. Из диаграммы R_шш = f(j) (рис. 1) определить среднюю силу за цикл (R_шш)_ср – для выполнения теплового расчета подшипника, среднюю силу в петле максимальных нагрузок (R^I _шш)_ср – для нахождения минимальной толщины масляного слоя и максимальную силу (R _шш) _max – для обоснованного выбора антифрикционного материала.

2. Определить условные удельные давления.

где d_шш – диаметр шатунной шейки;

lшп = l_шш – (5…7) мм – длина опорной части вкладыша (взять из продольного разреза двигателя).

3. Принять антифрикционный материал вкладышей, руководствуясь следующим: при К_max до 20 Мпа – применять сплав АСМ;

до 28 Мпа - АО-20 или

АМО-1-20;

до 32 Мпа - АМО-6;

до 35 Мпа - БРСЗО.

4. Принять масло, соответствующее прототипу двигателя и степени его форсировки. Виды масел, применяемых на отечественных двигателях, приведены в приложении 7.

5. Произвести тепловой расчет подшипника и определить температуру масла в масляном слое (по указанию руководителя). Для этого:

- задаться тремя значениями средних температур масла в масляном слое, например, 80, 90 и 100⁰ С. При этом температуру масла на выходе в подшипник t_вх можно принять равной 70⁰ С;

- для названных температур и принятого масла по графику на рис. 25 определить вязкость m;

- задаться величиной диаметрального зазора, руководствуясь следующим:

D_шш = y · d_шш; y = (0,5…0,7) · 10^-3 – карбюраторные двигатели,

y = (0,7…1,0) · 10^-3 - дизели;

- для каждого значения вязкости масла на рис. 26 определить коэффициент нагруженности Х;

где

- определить количество тепла, развивающегося в подшипнике, для трех значений вязкости и относительных эксцентриситетов

где x ^f - коэффициент сопротивления шипа вращению. Находим его по графику на рис. 27.

Определить количество тепла, отводимого от подшипника циркулирующим маслом,

Q_M = C_M · p_M · M · Dt, кДж/с,

С_М · р_М - можно принимать равной 1800…1900 кДж/м³ ;

Dt = t_вых –t_вх =2t_ср -2t_вх – перепад температур;

M = (q_т+q_н) y/2 · l_шп ·d²_шш · w м³/с - количество циркулирующего масла

где q_т - коэффициент, учитывающий количество масла, вытекающего из нагруженной зоны подшипника. Он определяется из графика на рис, 28 для каждого значения Х,

- коэффициент, учитывающий масло, вытекающее из нагруженной зоны подшипника.

Здесь р_нас – давление масла на входе в подшипник. Его можно принимать: 0,3…0,4 МПа – карбюраторные двигатели; 0,5…0,7 МПа – дизели.

b - коэффициент, который может быть определен из графика на рис. 29.

Результаты расчета целесообразно свести в таблицу.

К_ср =; t_вх =; Р_нас =; масло М; l_шп / d_шп =; y =.

tср

m

Ф

Х

x^f

Qтр

qт

b

qн

qн+qт

M

Dt

Q

tср1

tср2

tср3

В итоге для каждого значения средней температуры будут получены значения тепла, развивающегося в подшипнике Q_тр и отводимого от него Q_м.

По полученным данным необходимо построить график Q_тр = f(t_ср), Q_м = f(t_ср), на котором точка пересечения кривых Q_тр и Q_м и будет искомой средней температурой.

t_ср = 75…80⁰С – карбюраторные двигатели;

t_ср = 80…85⁰С –дизели.

6. Для найденной или заданной средней температуры определить вязкость масла по рис. 25.

7. Определить коэффициент нагруженности по удельному давлению в петле максимальных нагрузок

8. По графику Ф =f(х) рис. 26 определить относительный эксцентриситет Х (для своего отношения L_шп/d_шш).

9. Определить минимальную толщину масляного слоя

Если в результате расчета минимальная толщина масляного слоя получится более 4мкм, то спроектированный подшипниковый узел работоспособен.

Масляный насос. На основании статистических данных циркуляционный расход масла через двигатель

V_ц = (10…14) · 10^-3 · P_e,м³/ч.

Действительная производительность масляного насоса должна быть в 2,5…3,5 раза больше циркулярного расхода.

V_д = (2,5…3,5) V_ц, м³/ч.

Исходя из величины действительной производительности подбирают размеры шестерен масляного насоса в следующей последовательности:

Определяют теоретическую производительность.

где h_н = 0,7…0,8 – коэффициент подачи насоса.

Установив передаточное отношение привода насоса, определяют частоту вращения n_н и, задавшись максимальной окружной скоростью на внешнем диаметре шестерен u_r < 8 м/с, определяют наружный диаметр шестерен

В соответствии с ГОСТом принимают модуль m (3,0; 3,5; 4,0; 4,25) и, учитывая, что Д_r = m (z+2), определяют число зубьев z. У большинства отечественных двигателей z =7 или 8.

Определяют требуемую длину зуба В.

В = , мм.

У отечественных двигателей В лежит в пределах 24…40 мм.

Мощность, необходимая для привода насоса, определяется по формуле:

где h_м – механический к.п.д., h_м = 0,85…0,9;

Р_вых – Р_вх = 0,3… 0,6 – перепад давлений, МПа.

 

5.2. Система охлаждения

 

Для двигателей с жидкостным охлаждением на листе продольного разреза двигателя разрабатывается конструкция водяного насоса в разрезе, привод к насосу и вентилятору, ступица вентилятора, термостат и механизм отключения вентилятора, если он предусмотрен на прототипе двигателя.

При проектировании водяного насоса следует обращать внимание на конструкцию и принцип действия уплотняющего устройства. Размеры насоса должны соответствовать расчетным данным. На рис. 31 и 32 приведены типовые конструкции водяных насосов.

Проектирование элементов системы воздушного охлаждения (оребрение, вентилятор, дефлекторы и т.п.) ведется по указанию руководителя.

5.3. Общие положения