Проект двигателя

       
 
 
 
 

     2.3 Уравновешивание двигателя 

Рис. 1  Схема  сил инерции, действующих в четырехцилиндровом рядном двигателе 

     Схема однорядного четырехцилиндрового  четырёхтактного двигателя типа ВАЗ2110, обеспечивающая равномерное  чередование вспышек показана на рис. 1. Для рассматриваемой схемы  будет иметь место (предполагается установка нащёчных противовесов)

Силы инерции  первого порядка и их моменты  при указанном расположении кривошипов взаимно уравновешиваются: ΣР_jΙ =0 и ΣМ_jΙ = 0. Силы инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направлены в одну сторону. Их равнодействующая

ΣP_jΙΙ = 4Р_jΙΙ = 4mjRω²λ cos 2φ.

Силы инерции  второго порядка можно уравновесить лишь с помощью дополнительных валов. Суммарный момент этих сил равен нулю:

ΣM_jΙΙ=0. Центробежные силы инерции для всех цилиндров равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил и момент равны нулю: ΣK_R=0 и ΣМ_R =0.

По программе  BENDN было высчитано, что масса одного противовеса m_пр =0,8462кг 
 

     3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

Наиболее напряженным  элементом поршневой группы является поршень, воспринимающий высокие газовые, инерционные, тепловые нагрузки, поэтому  при его изготовлении к материалу  предъявляются повышенные требования. Поршни автомобильных и тракторных двигателей изготавливают в основном из алюминиевых сплавов и реже из чугуна.

Величину верхней  части поршня hi (рис.2.) выбирают, исходя из обеспечения одинакового давления опорной поверхности поршня по высоте цилиндра и прочности бобышек, ослабленных для пропуска масла. Расстояние между торцами бобышек зависит от способа крепления и обычно принимается на 2-Змм больше длины верхней головки шатуна 1_Ш.

3.1 Расчет поршня

На основании  данных расчетов (теплового и динамического) получим:

-диаметр цилиндра D=82 мм;

-ход поршня S=71 мм;

-действительное максимальное давление цикла pz=6.11 МПа,   при n=5200 мин^-1;

площадь поршня F_n= 52.81 см²;

-отношение радиуса кривошипа к длине шатуна Х=0,294.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями  и с учетом соотношений принимаем:

-толщину днища поршня δ =8 мм;

-высоту поршня Н = 67 мм;

-высоту юбки поршня h_ю =45 мм;

-радиальную  толщину кольца t= 3 мм;

Рис. 2. Конструктивные размеры поршня и пальца :

D - диаметр поршня; Н - высота поршня; h_r - высота головки поршня; п_ю - высота юбки

поршня; dj - внутренний диаметр поршня; b - расстояние между бобышками; h_n -

верхней кольцевой  перемычки; е - высота жарового пояса; d6 - диаметр бобышек;

ружный диаметр  пальца; d_B - внутренний диаметр пальца; 1_П -

стенки поршня.

высота диаметр  бобышек; d_n - на-длина пальца; S - толщина

толщина стенки головки поршня s=6 мм;

величина верхней  кольцевой перемычки h_n=3,4 мм;

число и диаметр  масляных каналов в поршне п_м=10, ё_м=2мм;

материал поршня алюминиевый сплав АЛ25;

коэффициент линейного  расширения поршня а_п=22*10^-61/К;

материал гильзы чугун;

коэффициент линейного  расширения гильзы а_г=11*10 ^-61/К.

3.1.1 Максимальное давление газов 

где -максимальное давление газов

3.1.2Напряжение изгиба в днище поршня:

σ= Pz *(r _i/δ) = 6.1*(31/2*8)² = 22.0 МПа

3.1.3 Проверочный расчет на сжатие

МПа

3.1.3 Максимальная разрывная сила

МПа

3.1.4 Напряжение  разрыва

МПа

3.1.5 Напряжение  в верхней перемычке: среза

МПа

Изгиба

МПа

3.1.6 Сложение

МПа

3.1.7 Удельное  давление поршня на стенку  цилиндра:N_max=0.0023

МПа

  МПа

3.1.7 Диаметры  головки и юбки

=82-0.574=81.43мм

=82*0.007=0.574мм

=82-0.123=81.83мм

=80*0.0015=0.164мм

3.1.8 Диаметральные  зазоры в горячем состоянии

=0,413мм

=0.08 мм

где:; ;

3.2 Расчет поршневого  колца

3.2.1 Давление  на стенку цилиндра

Материал кольца - серый чугун СЧ48-28, легированный молибденом и ванадием; модуль упругости  чугуна Е = 1 • 10⁵ МПа.

МПа

где А_о= 3.5 • t = 3.5 • 3= 10,5 мм - разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состояниях.

Таблица 2

 

 

Рис. 3. Эпюра  давления кольца на стенку цилиндра.

3.2.3Напряжение  изгиба кольца в рабочем состоянии:

а_и31 = 2,61* Р_ср * (D/t - 1)² = 2,61 * 0,106 • (82/3 - 1)² = 191,4 МПа

3.2.4Напряжение  изгиба при надевании кольца  на поршень:

МПа

где m — коэффициент, зависящий от способа надевания кольца (т=1,57).

Монтажный зазор  в замке поршневого кольца:

А = Δ_К+πD * (α_k*(T_k-T₀))-α_ц*(Т_ц-Т₀) =0,304 мм,

где А_к- минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя, А_к=(0,06-0,08мм).

3.3 Расчет поршневого пальца

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к материалам, применяемых для изготовления пальцев, предъявляются требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные стали.

-  наружный диаметр пальца d_n = 20 мм;

-  внутренний диаметр пальца d_B = 12 мм;

-  длина пальца 1_П = 70мм;

-  длина поршневой головки шатуна l_Ш =32 мм;

-  расстояние между торцами бобышек b = 27 мм;

-  материал поршневого пальца - сталь 12ХНЗА;

-  модуль упругости стали Е = 2*10⁵ МПа;

- палец запрессован в верхнюю головку шатуна.

3.3.1Расчетная сила, действующая на поршневой палец: газовая:

P = p_zmax * F_n +кР_j= 6.1* 52* 10^-4+0,76*(-0,0091) = 0,0389 MH;

Pj = -m_nω_m²R(l+λ)*10^-6=-0,0091 MH.

3.3.2 Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

G_ш=P/(d_n*l_ш)=60.78

3.3.2Удельное  давление пальца на бобышки:

G_б=Р/d_n(l_n-b)=45.23

3.3.3 Напряжение  изгиба в среднем сечении пальца:

МПа

3.3.4 Касательное  напряжение среза в сечениях  между бобышками и головкой  шатуна:

МПа 

3.3.5 Наибольшее  увеличение горизонтального диаметра  пальца при овализации 

3.3.6 Напряжение  овализации на внешней поверхности  пальца: в горизонтальной плоскости 

в вертикальной плоскости 

3.3.7 Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца: в горизонтальной плоскости 

в вертикальной плоскости 

3.4. Расчет коленчатого вала

Рис.4. Расчетная  схема коленчатого вала

Исходные данные:

- диаметр коренной шейки d_KUI = 50 мм;

-диаметр шатунной  шейки ё_шш = 44 мм;

- диаметр масляного отверстия δ = 8 мм;

- ширина щеки b = 76 мм;

-толщина щеки h = 18 мм;

-материал вала : чугун ВЧ60 - 2.

По результатам  динамического расчета самая  нагруженная шейка —четвертая, поэтому  расчет проводим для нее.

Рассчитываем  только на кручение:

М_крмах = 638Н-м;

M_Kp._min = -458H-M.

3.4.1Момент сопротивления кручению коренной шейки:

W=πd_кш³/16=24.5*10^-6

τмах = М_кр._мах /W_T = 638/24,5-10 ^-6 = 26 МПа,

τmin= M_Kp._min /W_T = -458/24,5-10 ^-6 = -18,7 МПа.

3.4.2 Средние напряжение  и амплитуда напряжений:

т_т= (т_мах + T_min)/2 = (26-18,7)/2 = 3.65 МПа,

 т_а= (т_мах - T_min)/2 = (26+18,7)/2 =18,7 МПа.

т_аk= τ_ak*k/(ε_mj*ε_nt) =22.*1.1/(0.72*1.2)=28.45 МПа

3.4.3 Запас прочности  коренной шейки:

n_τ=τ_-1/( т_аk+a_τ т_т)=(126/28.45+0.6*0.89)=4.3

3.4.3 Расчет шатунной  шейки коленчатого вала

         Расчет шатунной шейки на кручение:

         Момент сопротивления кручению  шатунной шейки:

Максимальные  и минимальные касательные напряжения:

W_iшш=(π/16)d_шш³=16,7*10^-3 м³

т.мах = М_кр._мах /W_T = 524,5/16,7*10^-3 = 31,4 МПа,

т_min = M_Kp._min /W_T = -420/16,7*10^-3= -27,3 МПа.

3.4.4 Средние напряжение  и амплитуда напряжений:

т_т= (тмах + T_min)/2 = (31,4-27,3)/2 = 2,05 МПа,

 Та= (тмах - T_min)/2 = (31,4+27,3)/2 = 29,35 МПа.

т_аk= τ_a*k_т/(ε_mj*ε_nt) =29,35*1.1/(0.72*1.2)=37,4 МПа

σмах = М_кр._мах /W_σшш = -20*10 ^-6 /8,35*10 ^-6 = -2,4 МПа,

σmin= M_Kp._min / W_σшш = -263*10 ^-6 /8,35*10 ^-6 = -31,5 МПа.

3.4.5 Среднее напряжение  и амплитуда напряжений

σ_м= (σ_мах + σ_min)/2 = (-2,4-31,5)/2 = -16,95 МПа,

 σ_а= (σ_мах - σ_min)/2 = (-2,4+31,5)/2 =14,55 МПа.

σ_аk= К_a/(ε_mj*ε_nt) =1.8/(0.72*1.2)=31,2 МПа

3.4.6Запас прочности  шатунной шейки:

σ_σ=σ_-1/(σ_аk+a_τ σ_м)=180/31,2+0.4*-16.95)=7,4

3.4.7 общий запас  прочности шатунной шейки 

3.5 Расчет щеки коленчатого вала Исходные данные:

М_изmax = 227.2Н-м.

М_изmin=-183.1

3.511Размер перекрытия: