Конструкция двигателей внутреннего сгорания

внутренняя  пружина

Р_{прВ max}=Р_прmax·0,35=555,8·0,35=194,53 Н,

Р_{прВ min}=Р_прmin·0,35=172,998·0,35=60,549 Н,

наружная  пружина

Р_{прН max}=Р_прmax- Р_{прВ max}=555,8-194,53=361,27 Н,

Р_{прН min}=Р_прmin- Р_{прВ min}=172,998-60,549=112,449 Н.

Жесткость наружной и внутренней пружин:

с_прН= Р_{прН max}/ f_max=361,27/22,489=16,064 кН/м,

с_прВ= Р_{прВ max}/ f_max=194,53/22,489=8,65 кН/м,

с= с_прН+ с_прВ=16,064+8,65=24,714 кН/м.

Размеры пружин (приняты по конструктивным соображениям):

диаметр проволоки δ_прН=3,8 мм, δ_прВ=2,4 мм, средний диаметр пружин D_прН=32,5 мм, D_прВ=20,5 мм,

d_вт+ δ_прВ+2=15+2,4+2=19,4 мм< D_прВ=20,5 мм,

D_прВ+ δ_прВ+δ_прН+2=20,5+2,4+3,8+2=28,7 мм< D_прН=32,5 мм,

где d_вт=15 мм – диаметр направляющей втулки клапана.

Число рабочих  витков пружин:

где G=8 МН/см² – модуль упругости второго рода,

полное  число витков пружин:

i_п.Н=i_р.Н+2=3,78+2=5,78,

i_п.В=i_р.В+2=4,45+2=6,45,

длина пружин при полностью открытом клапане:

L_Нmin= i_п.Н· δ_прН+ i_р.Н·Δ_min=5,78·3,8+3,78·0,3=23,098 мм,

L_Вmin= i_п.В· δ_прВ+ i_р.В·Δ_min=6,45·2,4+4,45·0,3=16,815 мм,

L_min= L_Нmin=29,14 мм,

длина пружин при закрытом клапане:

L₀= L_min+h_кл.max=29,14+15,48896=44,63 мм,

длина свободных  пружин:

L_Н.св= L_Нmin+f_max=23,098+22,489=45,59 мм,

L_В.св= L_Вmin+f_max=16,815+22,489=39,304 мм.

Максимальные  и минимальные напряжения в пружинах:

наружная  пружина

где k^’_Н=1,16 определен при D_прН/δ_прН=32,5/3,8=8,553,

внутренняя  пружина

где k^’_В=1,16 определен при D_прВ/δ_прВ=20,5/2,4=8,542.

Средние напряжения и амплитуды напряжений:

наружная  пружина

τ_m=(τ_max+τ_min)/2=(632,327+196,837)/2=414,582 МПа,

τ_a=(τ_max-τ_min)/2=(632,327-196,837)/2=217,745 МПа,

τ_ак=τ_а· k_τ/(ε_м·ε_п)=217,745·1=217,745 МПа,

так как  концентрация напряжений в витках пружины  учитывается коэффициентом k^’_Н, а k_τ/(ε_м·ε_п)≈1,

внутренняя  пружина

τ_m=(τ_max+τ_min)/2=(852,56+265,366)/2=558,963 МПа,

τ_a=(τ_max-τ_min)/2=(852,56-265,366)/2=293,597 МПа,

τ_ак=τ_а· k_τ/(ε_м·ε_п)=293,597·1=293,597 МПа

Запасы  прочности пружин:

наружная

n_τ=τ_-1/(τ_ак+α_τ·τ_m)=350/(217,745+0,2·414,582)=1,16,

внутренняя

n_τ=τ_-1/(τ_ак+α_τ·τ_m)=350/(293,597+0,2·558,963)=0,86.

Расчет  пружин на резонанс:

наружная

n_сН=2,17·10⁷·δ_прН/( i_р.Н·D²_прН)=2,17·10⁷·3,8/(3,78·32,5²)=20653 1/мин,

n_сН/n_р=20653/1050=19,67≠1, 2, 3…,

внутренняя

n_сВ=2,17·10⁷·δ_прВ/( i_р.В·D²_прВ)=2,17·10⁷·2,4/(4,45·20,5²)=27848 1/мин,

n_сВ/n_р=27848/1050=26,52≠1, 2, 3…,

n_сН/n_р=19,67≠ n_сВ/n_р=26,52.

                   3. РАСЧЕТ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНОГО ВАЛА

 

Из расчета  клапанной пружины и газораспределения  имеем: массы подвижных деталей  механизма газораспределения M_кл=М_т=397 г, мм; угловую скорость вращения распределительного вала рад/с; минимальная сила упругости пружины Н; диаметр горловины впускного клапана мм.

Максимальная  сила от выпускного клапана, действующая  на кулачек:

 

где мм – диаметр тарелки выпускного клапана;

 мм – диаметр тарелки впускного клапана;

 МПа определяется по индикаторной  диаграмме;

 МПа;

Стрела  прогиба распределительного вала

 мм,

 

где МПа – модуль упругости стали;

 мм - длина пролета распределительного вала, принята по конструктивным соображениям;

 мм - наружный диаметр вала;

 мм - внутренний диаметр вала, принятый с учетом его для подвода смазки к кулачкам и сохранения достаточной жесткости.

Величина  прогиба y не должна превышать 0.02 - 0.05 мм.

Напряжение  смятия

 МПа,

где мм - ширина кулачка.

Допускаемые напряжения смятия МПа.

Рис. 3.1 –  Расчетная схема распределительного вала

4. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМЫ СМАЗКИ

4.1 Расчет масляного насоса

 

Общее количество тепла, выделяемого топливом в течение 1с, определяется по данным теплового  расчета  кДж/с.

Количество  тепла, отводимого маслом от двигателя:

 кДж/с.

Теплоемкость  масла  кДж/(кг×К).

Плотность масла  кг/м³.

Температура нагрева масла в двигателе  К.

Циркуляционный  расход масла

 м³/с.

 

Циркуляционный  расход с учетом стабилизации давления масла в системе

 м³/с.

Объемный  коэффициент подачи .

Расчетная производительность насоса

 м³/с.

Модуль зацепления зуба мм = 0.0045 м.

Высота зуба мм = 0.009 м.

Число зубьев шестерни .

Диаметр начальной  окружности шестерни

 мм = 0.0315 м.

Диаметр внешней  окружности шестерни

 мм = 0.0405 м.

Окружная  скорость на внешнем диаметре шестерни м/с.

Частота вращения шестерни (насоса)

 об/мин.

Длина зуба шестерни

 м.

Рабочее давление масла в системе  Па.

Механический к. п. д. масляного насоса .

 

 

Мощность, затрачиваемая  на привод масляного насоса:

 кВт.

4.2 Расчет центрифуги

 

Произвести расчет двухсопловой неполнопоточной центрифуги с гидрореактивным приводом.

Циркуляционный  расход масла в системе  м³/с.

Неполнопоточность центрифуги принимается равной 20%.

Производительность  центрифуги

 м³/с.

Плотность масла  кг/м³.

Коэффициент сжатия струи масла  .

Диаметр сопла  центрифуги мм = 0.002 м.

Площадь отверстия  сопла

 м².

Расстояние  от оси сопла до оси вращения ротора мм = 0.04 м.

Момент сопротивления  в начале вращения ротора Н×м.

Скорость  нарастания момента сопротивления  (Н×м)/(об/мин).

Частота вращения ротора центрифуги в минуту

 об/мин.

Радиус оси  ротора мм = 0.008 м.

Коэффициент расхода масла через сопло  .

Коэффициент гидравлических потерь .

Давление  масла перед центрифугой:

 

 Па =

= 0.33 МПа.

4.3 Расчет масляного радиатора

 

Количество  тепла, отводимого маслом от двигателя, Дж/с.

Коэффициент теплоотдачи от масла к стенке радиатора  Вт/(м²×К).

Толщина стенки радиатора  мм = 0.0002 м.

Коэффициент теплопроводности стенки Вт/(м×К).

Коэффициент теплоотдачи от стенок радиатора  к воде Вт/(м²×К).

Коэффициент теплоотдачи от масла к воде

 Вт/(м²×К).

Средняя температура  масла в радиаторе  К.

Средняя температура  воды в радиаторе  К.

Поверхность охлаждения масляного радиатора, омываемая  водой:

 м².

5. РАСЧЕТ ШАТУННОГО ПОДШИПНИКА

На основании  данных расчета шатунного подшипника имеем: диаметр шатунной шейки  мм; рабочая ширина шатунного вкладыша мм; среднее удельное давление на поверхности шейки МПа; частота вращения коленчатого вала об/мин.

Диаметральный зазор

 мм.

Относительный зазор

.

Коэффициент, учитывающий геометрию шатунной шейки:

.

 

Минимальная толщина масляного слоя

 мм,

где Н×с/м² – принят при К (подшипник залит свинцовистой бронзой).

 

Величина  критического слоя масла

 мм,

где - величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования, мм; - величина неровностей поверхности вкладыша после алмазного растачивания, мм.

Коэффициент запаса надежности подшипника

.

 

6. РАСЧЕТ КОРЕННОГО ПОДШИПНИКА

На основании  данных расчета коренного подшипника имеем: диаметр коренной шейки  мм; рабочая ширина коренного вкладыша мм; среднее удельное давление на поверхности шейки МПа; частота вращения коленчатого вала об/мин.

Диаметральный зазор: мм.

Относительный зазор: .

Коэффициент, учитывающий геометрию шатунной шейки: .

Минимальная толщина масляного слоя

 мм,

где Н×с/м² – принят при К (подшипник залит свинцовистой бронзой).

Величина  критического слоя масла:

 мм,

где - величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования, мм; - величина неровностей поверхности вкладыша после алмазного растачивания, мм.

Коэффициент запаса надежности подшипника

.

7. Описание конструкции

К основным особенностям конструкции данного двигателя относятся :

1) угол развала цилиндров, равный 90°;

2) две взаимозаменяемые головки  блока цилиндров;

3) полноопорный коленчатый вал с общей шатунной шейкой для каждой пары шатунов;

4) центрально расположенный распределительный  вал системы газораспределения  и качающиеся 

5) роликовые толкатели привода  клапанов;

6) топливная аппаратура разделенного  типа.

 

Характерной особенностью двигателя является также рациональное размещение агрегатов, что в сочетании с простотой конструкции делает их доступными при эксплуатации и для ремонта. Практически узлы и детали, обслуживание которых обязательно в процессе эксплуатации, расположены в доступных местах преимущественно в передней части двигателя и в развале цилиндров.

 

В передней части двигателя на крышке шестерен распределения размещены  водяной насос, вентилятор системы  охлаждения и щуп для контроля уровня масла в поддоне.

Водяной насос и насос гидроусилителя руля, для установки которого предусмотрена  специальная площадка на крышке шестерен распределения, приводятся в действие ремнем непосредственно от шкива  коленчатого вала двигателя. В верхней  передней части двигателя расположены  фильтр тонкой очистки топлива, компрессор пневмотормозов и генератор системы  электрооборудования, которые крепятся к верхней крышке блока. Генератор  и компрессор приводятся в действие ремнем от шкива, установленного на валу вентилятора. Натяжное устройство привода  компрессора крепится к правой стороне  кронштейна передней опоры двигателя.

 

На переднем торце блока цилиндров  с левой стороны размещены  фильтры грубой и тонкой (центробежной) очистки масла. Узлы и агрегаты двигателя  размещены в блок-картере. К переднему торцу блока болтами крепится литая корытообразная крышка шестерен газораспределения и привода агрегатов. В полости между крышкой и передней стенкой блока расположены передний противовес системы уравновешивания двигателя, шестерни привода вентилятора, топливного насоса и газораспределения, находящиеся в зацеплении с шестерней коленчатого вала. От шестерни коленчатого вала приводится в действие также масляной насос, закрепленный на крышке переднего коренного подшипника.

 

Снизу блок-картер закрыт поддоном, который  одновременно служит емкостью системы  смазки двигателя. С правой стороны  нижней части блок-картера на специальных постелях установлен электростартер для пуска двигателя. На привалочную плоскость каждого ряда цилиндров устанавливают взаимозаменяемые головки цилиндров. В головках цилиндров располагаются клапан­ный механизм системы газораспределения и форсунки. Полости клапанных механизмов в головках закрываются штампованными стальными крышками, одна из которых имеет маслоналивной патрубок, служащий для заливки масла в двигатель.

 

На боковых поверхностях головок  с наружной стороны крепятся выпускные  трубопроводы, а со стороны развала - впускные трубопроводы и водоотводящие  трубы. На передних концах водоотводящих  труб установлены термостаты системы  охлаждения двигателя. Полости коробок  термостатов соединены с полостью всасывания водяного насоса специальными трубами, обра­зующими при закрытых термостатах малый круг циркуляции охлаждающей жидкости.

 

Впускные трубопроводы объединены переходником, на котором установлен воздушный фильтр. В развале цилиндров  размещен топливный насос, высокого давления в сборе с регулятором  числа оборотов, топливоподкачивающим насосом и автоматической муфтой опережения впрыска топлива.