Рефераты. Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания






 

4.3 Уравновешивание двигателя


Силы и моменты в КШМ непрерывно изменяются и, если они не уравновешены, то вызывают вибрацию двигателя, передающейся раме автомобиля.


4.3.1 Уравновешивание четырехцилиндрового рядного двигателя

Порядок работы двигателя 1-3-4-2. Кривошип расположен под углом 180º.

Силы инерции первого порядка и их моменты при указанном расположении кривошипов взаимноуравновешивается: ΣРjI=0; ΣМjI=0.

Центробежные силы для всех цилиндров равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил и момент равны нулю: ΣКR=0; ΣМR=0.

Суммарный момент от сил инерци второго порядка также равен нулю: ΣМjII=0.

Силы инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направленны в одну сторону.

Для разгрузки коленвала от действия местных центробежных сил применяем противовесы.

В целях разгрузки коренных шеек от местных инерционных сил целесообразно установить противовесы на продолжении щек, прилегающих к ним.

Определяем равнодействующую силу инерции второго порядка:


ΣРjII = 4×РjII= 4×mj×R×, (121)


где mj = 1,612 кг – массы, совершающие возвратно-поступательное движение;


;

w = 346 рад/с – угловая скорость вращения коленчатого вала;

φ = 90º.

ΣРjII = 4×1,612×0,043×


Определяем силу инерции одного противовеса:


Рпр = - 0,5× ΣРjII ×l / l1 , (122)


где l = 116 мм (см. рисунок 5.1)

l1 = 85 мм (см. рисунок 5.1)


Рпр = - 0,5× -8926 ×116 / 85 = 6093 Н.


Масса каждого противовеса:


mпр= Рпр/(), (123)

где ρ = 0,04 м – расстояние центра тяжести общего противовеса от оси коленчатого вала


mпр= 6093 / (0,04 × 3462) = 1,27 кг.


Рис. 5.1. Схема сил инерции действующих в четырехцилиндровом рядном двигателе.


4.3.2 Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя

Из динамического расчета имеем максимальный крутящий момент Мкр.max=636,1 Н×м; минимальный индикаторный крутящий момент Мкр.min= -104,9 Н×м и средний индикаторный крутящий момент Мкр.ср=243 Н×м.

Определяем равномерность крутящего момента:


m = (Мкр.max– Мкр.min) / Мкр.ср , Н×м ; (124)

m = (636,1-(-104,9)) / 243 = 3,05.


Определяем избыточную работу крутящего момента:


Lизб.=·MM·Mφ΄,Дж , (125)


где Mφ΄–масштаб угла поворота вала на диаграмме Мкр., рад/мм;


Mφ΄ = 4 · π / (i·ОА), рад/мм ; (126)

Mφ¢ = 4 · 3,14 / (4·60)= 0,0523 рад/мм.

F¢= 357 мм2 -площадь над прямой среднего крутящего момента;

MM = 16,878 Н· м/мм/

Lизб.= 357 × 16,878 ×0,0523 = 315,1 Дж.


Принимаем коэффициент неравномерности хода двигателя δ=0,01.

Определяем момент инерции движущихся масс двигателя, приведенных к оси коленчатого вала:


Iо = Lизб / (δ· ω2), кг·м2; (127)

Iо = 315,1 / (0,01×3462) = 0,263 кг·м2.



5. Расчёт основных деталей двигателя


Расчет деталей с целью определения напряжений и деформаций, возникающий при работе двигателя, производится по формулам сопротивления материалов и деталей машин. До настоящего времени большинство из используемых расчетных выражений дают лишь приближенные значения напряжений.

Несоответствие расчетных и фактических данных объясняется различными причинами, основными из которых являются: отсутствие действительной картины распределения напряжений в материале рассчитываемой детали; использование приближенных расчетных схем действия сил и места их приложения; наличие трудно учитываемых знакопеременных нагрузок и невозможность определения их действительных значений; трудность определения условий работы многих деталей двигателя и их термических напряжений; влияние неподдающихся точному расчету упругих колебаний; невозможность точного определения влияния состояния поверхности, качества обработки (механической или термической), размеров детали и т.д. на величину возникающих напряжений.

В связи с этим применяемые методы расчета позволяют получить напряжения и деформации, являющиеся лишь условными величинами и характеризующие только сравнительную напряженность рассчитываемой детали.


5.1 Расчёт цилиндропоршневой группы


5.1.1 Расчёт поршня

На основании данных теплового расчёта скоростной характеристики получили что:

– Диаметр поршня D=100мм;

– Ход поршня S=86мм;

– Максимальное давление сгорания pz=7,57МПа, при nN=3310 об/мин и действительном давлении сгорания pzd=6,43МПа;

– Площадь поршня Fп=78,5см2;

– Наибольшая нормальная сила Nmax=2864 H, при φ=3900;

– Масса поршневой группы mn=1,18 кг;

– Обороты максимальной скорости, nxx=3975 об/мин, при λ=0,269.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учётом соотношений принимаем по таблице 51 [1]:

– Толщина днища поршня δ=9мм;

– Высота поршня Н=105мм;

– Высота юбки поршня hю=75мм;

– Радиальная толщина кольца t=4мм;

– Задиальный зазор кольца в канавке поршня: Δt=0,9мм;

– Толщина стенки головки поршня S=7мм;

– Толщина первой кольцевой перемычки hп=5мм;

– Число масляных каналов в поршне nм/=4 шт;

– Диаметр масляного канала dм=0,9 мм.

Материал поршня – высококремнистый аллюминивый сплав.

αп = 25.10-6 1/град. – коэффициент линейного расширения материала поршня.

Материал гильзы цилиндра – серый чугун.


αв = 11.10-6 1/град.


Напряжение изгиба в днище поршня:


σиз = Pzmax . (ri/δ)2 , (128)

где, ri = (D/2)-(S + t + Δt) = (100/2)-(7 + 4 + 0,9) = 38,1мм.

σиз = 7,57. (38,1/9)2 = 135,7 МПа.

Днище поршня должно быть усилено рёбрами жёсткости.

При наличии у днища рёбер жёсткости расчётное напряжение не превышает допустимого значения [σиз]=50÷150МПа.

Напряжение сжатия в сечении х-х:


σсж=Рzmax/Fx-x МПа, (129)


где Рzmax = рz . Fп = 7,57 . 78,5 . 10-4 = 0,059 МН – максимальная сила давления газов на днище поршня.


Fx-x- площадь сечения х-х.

Fx-x = (π/4) . (dr2-di2) - nм/ . F/ мм2, (130)


где F/- площадь продольного диаметрального сечения масляного канала, мм.


F/ = ((dx-di) / 2) .dм (131)


где – диаметр поршня по дну канавок;


.

.


Напряжение разрыва в сечении Х-Х. Сила инерции возвратно-поступательного движущихся масс определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя.

– Максимальная угловая скорость холостого хода:


 , (132)

рад/с.


– Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х, определяется по геометрическим размерам ил по формуле:


 (133)

 кг.


– Сила инерции возвратно-поступательного движущихся масс определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя.

Максимальная разрывающая сила:


 (134)

МН.


– Напряжение разрыва:


 (135)

 МПа

= 2,78 МПа < [] = 4÷10МПа – для алюминиевых сплавов.


Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

Толщина верхней кольцевой перемычки форсированных двигателей с высокой степенью сжатия рассчитывается на срез и и изгиб от действия максимальных газовых усилий.

– Напряжение среза кольцевой перемычки:


τ = 0,0314 . рzмах . D / hп (136)

Мпа.


– Напряжение изгиба:


 (137)

 Мпа.


– Сложное напряжение:


 (138)

Мпа.

= 16,6 МПа < [] = 30 ÷ 40 МПа.


Удельные давления юбки поршня и всей высоты на стенку цилиндра определяются соответственно:


 , (139)


где Nmax – наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра при работе двигателя на режиме максимальной мощности;


МПа.

 (140)

 МПа.

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя диаметров головки и юбки поршня определяют, из наличия необходимых зазоров между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии:


 ; (141)

 , (142)


где мм – диаметральный зазор между стенкой цилиндра и головкой поршня;

мм – диаметральный зазор между стенкой цилиндра и юбкой поршня;


мм;

мм.


Правильность установленных размеров проверяют по формулам:


 (143)

.

 (144)


где  и - коэффициенты линейного расширения материалов цилиндров и поршня;

Тц,=388 К; Тг=523 К; Тю=403 К – соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки, принятые с учетом водяного охлаждения;

То – начальная температура цилиндра и поршня;

 и  - диаметральные зазоры в горячем состоянии;

5.1.2 Расчет поршневого кольца

Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок.

В качестве материала для колец используют серый чугун.

Материал кольца – серый чугун, Е = 1∙105 МПа – модуль упругости материала кольца.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:


, (145)


где Ао = 3,3∙t = 3,3∙4 = 13,2 мм – разность мужду величинами зазоров замка кольца в свободном рабочем состоянии.


Мпа.


При снижении частоты вращения двигателя и увеличении диаметра цилиндра величина рср. должна иметь значение ближе к нижнему пределу. Для определения хорошей приработки кольца и надежного уплотнения давления р кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности должно изменяться по эпюре. Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности:


 , (146)


где - для различных углов  взято из таблицы.

Результаты подсчета р заносим в таблицу 11


Таблица 11- Давление кольца на стенку цилиндра.

, град

0

30

60

90

120

150

180

1,05

1,05

1,14

0,9

0,45

0,67

2,85

р, МПа

0,152

0,152

0,165

0,13

0,065

0,097

0,413

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8



2012 © Все права защищены
При использовании материалов активная ссылка на источник обязательна.