Уравновешевание двигателя.

Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя и их моменты полностью уравновешенны

Силы инерции первого порядка и их моменты также уравновешенны

Силы инерции второго порядка для всех цилиндров направлены в одну сторону

Уравновешевание сил инерции второго порядка в рассчитываемом двигателе нецелесообразно, ибо применение двухвальной системы с противовесами для уравновешевания значительно усложнит конструкцию двигателя.

Моменты от сил инерции второго порядка в связи с зеркальным расположением цилиндров полностью уравновешены

В целях разгрузки 3 ^й коренной шейки от местных инерционных сил целесообразно установить противовесы на продолжение щёк, прилегающих к ней. Расположение центра тяжести и величину массы противовесов можно определить из следующих соображений:

а) за счёт силы инерции противовесов целесообразно переместить полюс О_К3 полярной диаграммы в центр диаграммы, следовательно противовесы должны воздействовать на шейку силой

где h₃ – расстие от полюса О_К3 полярной диаг-мы до центра диаг-мы , мм;

б) противовесы не должны увеличивать габариты двигателя,

целесообразно принять ρ = 22 мм;

в) так как каждый противовес расположен только на одной щеке колена, для определения силы инерции и массы противовеса необходимо установить размеры кривошипа.

Предварительно принимаем

L = 96 мм и l₁ = 72 мм

тогда сила инерции одного противовеса

г) масса каждого противовеса

Для уравновешевания центробежных сил Р_ПР противовесов, расположенных на продолжении щёк, прилегающих к 3 ^й коренной шейке, и для уменьшения нагрузки на 1 ^ю и 5 ^ю коренные шейки целесообразно на продолжении щёк, прилегающих к 1 ^й и 5 ^й шейкам, также установить противовесы

Смещение центров полярных диаграмм в связи с установкой противовесов на величину, пропорциональную реакции от противовесов

h₁₍₅₎ = 97, 5 мм

Развёрнутые диаграммы сил

представлены на (рис. 10, лист 2) и по ним определены

для 3 ^й коренной шейки

где и - соответственно площади под кривыми и , мм².

Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя.

Равномерность крутящего момента

Избыточная работа крутящего момента

где F_abc – площадь над прямой среднего крутящего момента, мм².

в мм - масштаб угла поворота вала

на диаграмме М_{кр .} (рис.6, лист 2)

Равномерность хода двигателя принимаем δ = 0, 01

Момент инерции движущихся масс двигателя, приведённых к оси коленчатого вала:

Таблица 9.

6. Расчёт основных деталей двигателя.

6.1 Расчёт поршня двигателя.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учётом соотношений, приведённых в таблице 50 [4], принимаем:

- толщину днища поршня – δ = 7, 5 мм;

- высоту поршня Н = 88 мм;

- высоту юбки поршня h_ю = 58 мм;

- радиальную толщину кольца t = 3, 5 мм;

- радиальный зазор кольца в канавке поршня S = 5 мм;

- величину верхней кольцевой перемычки h_п = 3, 5 мм;

- число и диаметр масляных каналов в поршне и d_м = 1 мм (рис.5 р.п.з.).

Материал поршня – алюминиевый сплав,

Материал гильзы цилиндра – чугун,

Рисунок 5. Схема поршня.

Напряжение изгиба в днище поршня

где

Днище поршня должно быть усилено рёбрами жёсткости.

Напряжение сжатия в сечении Х-Х

где

Напряжение разрыва в сечении Х-Х;

максимальная угловая скорость холостого хода

масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х:

максимально развивающая сила

напряжение разрыва

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

среза

изгиба

сложное

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

Диаметры головки и юбки поршня:

D_г = D - Δ _г = 89 - 0, 623 = 88, 377 мм

D_ю = D-Δ _ю = 89 - 0, 178 = 88, 822 мм

Где Δ _г =

Δ _ю =

Диаметральные зазоры в горячем состоянии

где Т_ц = 383 К, Т_Г = 593 К, Т_ю = 413 К - приняты с учётом водяного охлаждения двигателя.

6.2 Расчёт поршневого кольца карбюраторного двигателя.

Материал кольца серый чугун

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

где

Давление (МПа) кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности

значения μ _к и ρ для различных углов φ приведены в таблице 10 р.п.з.

Таблица 10.

По этим данным построена эпюра давлений кольца на стенку цилиндра (рис.6 р.п.з.)

Рисунок 6. Эпюра давлений компрессионного кольца.

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень

Монтажный зазор в замке поршневого кольца

где Т_ц = 383 К Т_к = 493 К Т₀ = 293 К

6.3 Расчёт поршневого пальца.

Примем действительное максимальное давление сгорания

при n_м = 3200 мин^-1 (из расчёта скоростной характеристики).

- наружный диаметр пальца d_n = 22 мм;

- внутренний диаметр пальца d_в = 15 мм;

- длина пальца l_п = 78 мм;

- длина втулки шатуна l_ш = 28 мм;

- расстояние между торцами бобышек в = 32 мм.

Материал поршневого пальца – сталь 15Х,

Расчётная сила, действующая на поршневой палец:

газовая

инерционная

где

расчётная

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

Удельное давление пальца на бобышки

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца

где

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (точка 1, φ = 90⁰)

в вертикальной плоскости (точки 3, φ = 90⁰)

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (точки 2, φ = 0⁰)

в вертикальной плоскости (точки 4, φ = 90⁰)

6.4 Расчёт шатунной группы.

Расчёт поршневой головки шатуна.

Из теплового расчёта имеем давление сгорания

на режиме n = n_N = 5600 об/мин при φ = 370⁰;

масса поршневой группы m_п = 0, 621 кг

масса шатунной группы m_ш = 0, 932 кг

максимальная частота вращения при холостом ходе n_{x.x. max} = 6000 мин^-1

ход поршня S = 71 мм

площадь поршня F_п = 62, 18 см²

λ = 0, 285

По таблице 51 [4] принимаем:

- наружный диаметр головки d_Г = 30, 4 мм;

- внутренний диаметр головки d = 24, 4 мм;

- радиальную толщину стенки головки

- радиальную толщину стенки втулки

Материал шатуна – углеродистая сталь 45Г2;

α _Г = (1/ К)

Материал втулки – бронза;

α _в = (1/ К)

По таблице 43 и 45 [4] для углеродистой стали 45Г2:

- предел прочности δ _в = 800 МПа;

- предел усталости при изгибе δ _-1 = 350 МПа;

- растяжения-сжатия δ _-1р = 210 МПа.

Коэффициенты приведения цикла при

изгибе α _δ = 0, 17

растяжении-сжатии α _δ = 0, 12

Определим:

при изгибе

при растяжении-сжатии

Рисунок 7. Расчётная схема шатунной группы.

Расчёт сечения I-I (рис 7 р.п.з.)

Максимальное напряжение пульсирующего цикла

где m_{в.г .} = = = 0, 043 кг - масса части головки выше сечения I-I;

среднее напряжение и амплитуда напряжений

где k_а = = 1, 272 – эффективный коэффициент концентрации напряжений

ε _м = 0, 86 – масштабный коэффициент определяется по табл. 48 [4]

ε _п = 0, 9 –коэффициент поверхностной чувствительности, определяется по табл. 49 [4]

так как >

то запас прочности в сечении I-I определяется по пределу усталости:

Напряжение от запрессованной втулки:

суммарный натяг

где - натяг посадки бронзовой втулки

- температурный натяг

- средний подогрев головки и втулки;

Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой

где μ = 0, 3 коэффициент Пуассона;

напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки

напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки

Расчёт сечения А-А на изгиб (рис 7 р.п.з.)

Максимальная сила, растягивающая головку на режиме n = n_N;

где

нормальная сила и изгибающий момент в сечении 0-0

где φ _{ш.з .} = 105⁰ – угол заделки

- средний радиус головки;

нормальная сила и изгибающий момент в расчётном сечении от растягивающей силы:

напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы

где

суммарная сила сжимающая головку:

нормальная сила Т изгибающий момент в расчётном сечении от сжимающей силы:

где и определены по таблице 52[4]

и

определены по таблице 53[4]

напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:

максимальное и минимальное напряжения асимметричного цикла:

среднее напряжение и амплитуды напряжения:

<

то запас прочности в сечении А-А определяется по пределу текучести

6.5 Расчёт кривошипной головки шатуна.

По таблице 54 [4] принимаем:

- диаметр шатунной шейки d_шш = 48 мм;

- толщину стенки вкладыша t_в = 2 мм;

- расстояние между шатунными болтами С_σ = 62 мм;

- длину кривошипной головки l_к = 26 мм.

Максимальная сила инерции

где m_кр = m_ш = 0, 931= 0, 232 кг

Момент сопротивления расчётного сечения

где r₁ = (d_шш +2 t_в) = = 26 мм - внутренний радиус кривошипной головки шатуна.

Моменты инерции вкладыша и крышки

Напряжение изгиба крышки и вкладыша:

где F_Г = l_к (С_σ - d_ш.ш.) = = 0, 000182 м².