Конструирование ДВС-Паровай ФВ
реклама
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ АКАДЕМИКА С.П. КОРОЛЁВА (НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)» Ф.В. ПАРОВАЙ, Д.С. ЛЕЖИН КОНСТРУИРОВАНИЕ ДВС Электронное учебное пособие САМАРА 2011 УДК 621.431.73 (07) ББК 39.55 Авторы: Паровай Фёдор Васильевич Лёжин Дмитрий Сергеевич Паровай, Ф.В. Конструирование ДВС [Электронный ресурс]: электрон. Учебю пособие / Ф.В. Паровай, Д.С. Лёжин; Минобрнауки России, Самар. гос. аэрокосм. ун-т им. С.П. Королёва (Нац. исслед. ун-т). – Электрон. текстовые и граф. дан. (7,7 Мбайт). – Самара, 2011. – 1 эл. опт. диск (CD-ROM). – Систем. требования: ПК Pentium; Windows 98 или выше. В учебном пособии изложены рекомендации по конструированию двигателей внутреннего сгорания, необходимые для выполнения курсового проекта по курсу «Конструирование двигателей внутреннего сгорания». Представлены методика конструирования двигателей, назначения основных конструктивных параметров, расчета элементов и отдельных систем. Изложены требования к оформлению проекта. В пособии рассмотрены варианты конструирования поршневых двигателей внутреннего сгорания в виде 3D и 2D моделей. Пособие предназначено для студентов 2 факультета, обучающихся по специальности «Авиационные поршневые двигатели». Подготовлено на кафедре конструкции и проектирования двигателей летательных аппаратов СГАУ. Самарский государственный аэрокосмический университет, 2011 2 СОДЕРЖАНИЕ Введение . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1. Исходные данные к проектированию двигателя . . . . . . . . 2. Основы конструирования двигателя . . . . . . . . . . . . 2.1. Требования к конструкции современного ДВС . . . . . . . . . . . . 2.2. Общие предпосылки конструктивной разработки двигателя 2.3. Подходы к созданию «Виртуального ДВС» 2.4. Конструирование ДВС в 2D . . . . . . . . . 2.5. Предпосылки к расчету деталей и узлов двигателя . . . 3. Конструктивная разработка и расчет двигателя . . . . . . 3.1. Поршневая группа . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2. Шатунная группа . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3. Коленчатый вал . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.4. Блок цилиндров, головка и картер двигателя . . . . . 3.5. Механизм газораспределения . . . . . . . . . . . . . 4. Система смазки . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5. Система охлаждения . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.1. Расчет радиатора . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.2. Подбор вентилятора . . . . . . . . . . . . . . . . . 6. Указания по оформлению чертежей проекта . . . 7. Указания по оформлению пояснительной записки 8 Защита курсового проекта . . . . . . . . . . Литература . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Приложения . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 3 4 5 5 5 6 7 22 24 25 25 30 37 43 48 55 62 62 64 66 67 68 68 69 ВВЕДЕНИЕ Курсовой проект по курсу «Конструирование двигателей внутреннего сгорания» является заключительным этапом выполнения студентами специальности «Авиационные поршневые двигатели внутреннего сгорания» сквозной самостоятельной работы по созданию проекта поршневого двигателя. Задание на проектирование двигателя студенты получают в начале 7-го семестра при выполнении курсовой работы по курсу «Теория и расчет двигателей внутреннего сгорания» (кафедра теплотехники и тепловых двигателей). В рамках этой работы студенты проводят основные тепловые расчеты двигателя. В восьмом семестре студенты продолжают разработку двигателя, выполняя в рамках курсовой работы по курсу «Динамика и прочность двигателей внутреннего сгорания» (кафедра конструкции и проектирования двигателей летательных аппаратов) динамический и прочностные расчеты двигателя и его основных элементов. Заключительной стадией работы над проектируемым двигателем является разработка его конструкции в рамках курса «Конструирование ДВС» на кафедре конструкции и проектирования двигателей летательных аппаратов. Методическим руководством для выполнения этой работы в девятом семестре является настоящее пособие. Методики и рекомендации, приведенные в пособии, служат также основой для выполнения конструкторской части дипломного проекта на тему «Двигатель внутреннего сгорания». Пособие предназначено для обеспечения целенаправленной работы студентов над курсовым проектом. В нем приведены сведения, которых нет в рекомендуемых учебниках, методика компоновки и разработки конструкции двигателя и представления её в виде трех- или двухмерной модели, номограммы и графики, упрощающие громоздкие расчеты, статистические данные по узлам и деталям существующих двигателей, а также методика и последовательность выполнения моделей, чертежей и расчетно-пояснительной записки. Пособие составлено в соответствии с программой курса «Конструирование двигателей внутреннего сгорания» для специальности «Авиационные поршневые двигатели». 4 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ К ПРОЕКТИРОВАНИЮ ДВИГАТЕЛЯ К началу выполнения курсового проекта по курсу “Конструкция и проектирование двигателей летательных аппаратов” у каждого студента собирается вся необходимая исходная информация к проектированию двигателя. В 7-м семестре получены результаты теплового расчета двигателя, определены его основные параметры и характеристики. Построена индикаторная диаграмма, позволяющая определить нагрузки, действующие на основные элементы двигателя. В 8-м семестре на основании этих данных выполнены основные динамические и прочностные расчеты двигателя и его основных элементов. В результате расчетов построены: - развернутые по углу поворота коленчатого вала диаграммы: силы давления газов Pг , силы инерции Pj , суммарной силы PΣ = Pг + Pj , боковой силы N, тангенциальной силы T и нормальной K; - полярная диаграмма сил Rшш, действующих на шатунную шейку коленчатого вала, и диаграмма этих сил, развернутая по углу поворота; - диаграмма износа шатунной шейки; - диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента от всех цилиндров двигателя; - полярные и развернутые по углу поворота коленчатого вала диаграммы сил Rкш , действующих на коренные шейки; - диаграммы набегающих крутящих моментов на коренные и на шатунные шейки коленчатого вала. В рамках курсовой работы по динамике и прочности двигателей внутреннего сгорания произведены также расчеты на прочность поршня, коленчатого вала, шатуна, поршневого пальца. Все полученные в этих курсовых работах результаты являются исходными данными при разработке конструкции двигателя. 2. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ 2.1. Требования к конструкции двигателя Основные направления развития конструкций двигателей внутреннего сгорания определяются требованиями, предъявляемыми к техническим объектам, в составе которых они используются: 5 транспортным средствам (летательным аппаратам, автомобилям, тракторам, судам и т.д.), строительной и сельскохозяйственной технике. Эти требования сводятся к обеспечению максимальной производительности, минимальной стоимости перевозок или выполняемых работ, а также наибольшей долговечности и надежности при минимальных затратах на эксплуатацию. Исходя из этих условий, к двигателям внутреннего сгорания предъявляются следующие требования: - обеспечение необходимой мощности и динамичности транспортного средства; - наибольшая экономичность на всех режимах работы; - наименьшая токсичность отработавших газов; - рациональная уравновешенность и равномерность хода; - малые габариты двигателя; - простота конструкции и удобство обслуживания; - снижение массы двигателя; - улучшение технологичности деталей и снижение стоимости их изготовления; - высокая надежность двигателя; В соответствии с требованиями, предъявляемыми к конструкции двигателей, тенденцию развития современных ДВС можно охарактеризовать следующим образом: увеличение литровой мощности, уменьшение массы и габаритов, повышение экономичности и долговечности двигателя, использование новых материалов и современных конструкторских решений. При эскизном проектировании необходимо учитывать тенденцию развития современных ДВС и требования, предъявляемые к конструкции в соответствии с назначением проектируемого двигателя. 2.2. Общие предпосылки конструктивной разработки двигателя При современном уровне развития техники разработка конструкции нового двигателя опирается на опыт, накопленный в технике многими поколениями инженеров-конструкторов. Для создания надёжного современного двигателя в его конструкцию, узлы, системы, методики проектных расчетов и испытаний по сравнению с известными, прошедшими отработку в эксплуатации прототипами вносится не более 30% новизны. Стремление конструкторов создать наиболее передовые, наполненные новшествами конструкции, как правило, обречено на неудачу при практической реализации и обеспечении заданного уровня 6 надёжности. Поэтому конструирование нового двигателя начинается с анализа существующих, близких по масштабу и назначению двигателей, определения их достоинств и недостатков, выбора наиболее подходящих (одного или нескольких) вариантов, которые можно положить в основу создаваемого решения. Конструирование нового двигателя при таком подходе включает адаптацию известного прототипа под размеры, полученные в результате проектных расчетов, модернизацию конструкции прототипа с целью устранения её «слабых» мест, применение более современных, перспективных конструкций отдельных элементов, узлов и систем, нашедших практическое применение в современной технике. Конструирование – это сочетание науки и искусства. Создавая конструкцию нового двигателя, его деталей и узлов, конструктор должен уделять внимание и внешнему виду, гармоничности конструкции. Это относится и к общей компоновке двигателя с его внешними агрегатами, так и к форме его отдельных конструктивных элементов, деталей и узлов. Формирование у студентов конструкторского «чувства гармонии» является одной из задач курсового проекта. На современном этапе конструирование двигателей в 2D постановке (в форме двумерного плоского чертежа) морально устарело. Актуально 3D - конструирование двигателей, при котором разрабатываются не чертежи, а объёмная компьютерная модель двигателя (рис.1). Объёмная модель двигателя лежит в основе создания «Виртуального двигателя» - комплекса компьютерных программ, производящих параллельно с взаимодействием расчёты всех основных параметров, характеризующих работу реального двигателя аналогичной конструкции. 2.3 Подходы к созданию «Виртуального ДВС» В любом 3D-пакете объемная геометрия создается на базе так называемых «примитивов». Однако примитивы эти существенно различаются в разных средах. Можно разделить их на две большие группы: а) Программы с объемными примитивами. К ним относятся, прежде всего, ADAMS и ADEM. В этих пакетах имеется большой набор объемных примитивов: сферы, конусы, параллелепипеды, торы и так далее. Создавая модель, необходимо расположить их в определенном порядке, а затем с помощью булевых операций (сложения, вычитания, вырезания и других) создать деталь нужной геометрии. Новая геометрия называется сложной. Очень важно помнить, что булевы операции 7 действуют только для примитивов. Примитив можно присоединить к сложной геометрии, а вот соединить сложные геометрии уже нельзя. Поэтому необходимо заранее разметить порядок соединения примитивов. К другим недостаткам метода относится сложность подбора примитивов для создания геометрий сложной формы, например пера лопатки. В силу своих недостатков данный метод сегодня используется редко. В пакете ADAMS он сохранился, так как здесь CAD-модуль играет вспомогательную роль. б) Программы с эскизным методом построения. К ним относятся SolidWorks, SolidEdge, КОМПАС-3D и большинство других современных программ. Данный метод не использует объемных примитивов. Вместо этого он применяет эскизы и операции над эскизами. Некоторые 3D-пакеты не имеют 2D-модулей, но все они способны создавать плоские эскизы. Итак, эскиз здесь – это некий плоский замкнутый контур, оснащенный всеми необходимыми размерами. Основное назначение эскиза – служить основой для 3D-геометрии, поэтому эскизы не имеют штриховки, знаков шероховатостей и т. п. Для того чтобы эскиз мог стать объемной геометрией, с ним -нужно выполнить одну из следующих операций: вытянуть, либо провернуть вокруг оси. В зависимости от направления и требуемых свойств эти операции выполняют разные инструменты: • вытянуть в объем вдоль линии; • вытянуть в отверстие вдоль линии; • повернуть в объем/отверстие • вытянуть вдоль сплайна; • повернуть на сектор; • создать тонкостенный элемент. И другие, более сложные. Так, например, возможно построение одного тела по нескольким эскизам (перо лопатки по сечениям). Возможно создание трехмерных эскизов. Кроме того, с самими эскизами (и получившейся на их основе геометрией) можно выполнять множество дополнительных операций: копирования (массивами вдоль линий или вокруг осей), зеркального отражения, перемещения, масштабирования и так далее. 8 Рис. 1. 3D модель рядного ДВС с ГРМ Создание из подобных объемов единой детали происходит потому, что при перекрытии тел их геометрии сливаются. Как правило, новые эскизы рисуются на плоских гранях существующего тела, однако могут размещаться и на специально созданных плоскостях. Для любого пакета наложение геометрии может происходить следующим образом: Слияние. В этом случае первое тело (базовое) сохраняет всю свою геометрию, а второе тело (присоединяемое) сохраняет только ту часть, которая лежит за пределами геометрии базового тела. Тела сливаются воедино. У них появляется общий центр масс, моменты инерции и масса. Наложение. В этом случае тела соединяются внешней связью, но сохраняют каждое свои свойства: центр масс, текстуру, форму, моменты инерции, массу, название и другие. Склеивание. В этом случае тела сохраняют свою форму, массу, центры масс и моменты инерции. Однако их текстура и название становится общим. С этого момента они движутся как одно тело. По созданной 3D-геометрии возможно автоматизированное создание разрезов в любых плоскостях. По требованию программа может создать любую заготовку 2D-вида либо их комбинацию, разумеется, без размеров и обозначений. Эта опция важна для отечественных промышленных предприятий, которые пока ориентируются на плоские чертежи. Принцип построения 3D-геометрии не зависит от создаваемой детали, будь то газотурбинный двигатель или обыкновенный карандаш. Однако для различных задач может потребоваться различная детализация модели: 9 1 Принципиальные – это модели, отражающие самую суть изделия. Они очень обобщенные, чаще всего стержневые. 2 Общие – это модели, которые используются для презентаций, изучения и передачи в CAE-пакеты для кинематического, динамического и прочностного расчетов. Они имеют некоторые упрощения. 3 Детальные – модели, которые используются для передачи на производство (в том числе и для построения рабочих чертежей). Самые подробные модели. Очень часто в них закладывают информацию о допусках, посадках, шероховатостях поверхностей и т.п. 4 Специальные – модели для конкретной цели, например, расчета шума или подвески автомобильного двигателя (рис. 2). В них детализируется только требуемый аспект, прочие же упрощаются. Для безбумажных алгоритмов проектирования основными являются общие модели. Помимо отдельных деталей, 3D-пакеты позволяют создавать сборки. Сборка состоит из расположенных в определенном порядке деталей, оснащенных необходимыми связями. Благодаря этому, при перемещении одной Рис. 2. Объёмная модель тросового детали изменяется положение виброизолятора остальных. Например, вращая коленчатый вал, вы можете наблюдать перемещение поршней в модели двигателя внутреннего сгорания. С помощью определенных соединений можно связывать перемещения граней, кромок, вершин, осей, плоскостей и других элементов. К самым распространенным связям относятся: совпадение, параллельность, перпендикулярность, касательность, концентричность, соосность. Для специальных задач используются особые типы связей. Созданные детали легко добавляются в сборку. Как правило, файл сборки создается отдельно от файлов деталей, но после создания они оказываются связаны: при любом изменении детали автоматически перестраиваются сборки всех уровней, в которых она участвовала. Кроме доступных и для 2D-модели, в объемных геометриях возможна параметризация: 10 - отдельно эскизов и операций над эскизами, а также действий, например, копирования массива; - положения деталей в сборке. Иногда допускается создание единого комплекса параметров для сборки, включающего в себя параметры отдельных деталей. Однако, подобные опции не во всех пакетах доступны в полном объеме. Так, в SolidWorks они недоступны вообще, частично присутствуют в ADAMS, имеются в пакете Pro/Engineer. . Рис. 3. Четырехцилиндровый аксиальный ДВС с противоположно движущимися поршнями, разработанный в ОАО «СКБМ» Для серии похожих деталей часто используют масштабную параметризацию, когда изменением масштабного фактора можно уменьшать или увеличивать детали в сборке в одинаковой пропорции. Выполненная таким образом модель для серии виброизоляторов показана на рис. 4. Точно так же созданы базы стандартных деталей. Задав плотность материала детали (либо сам материал из списка) можно определить массу детали. При этом автоматически вычисляются положение центра масс и моменты инерции. Если определены массы всех деталей, можно проделать аналогичную операцию для сборки. Данная информация может быть сохранена в модели для последующих расчетов. Иногда требуется создать модель реально существующего двигателя, например, для изучения возможности его модернизации. В данном случае очень важно обеспечить собираемость сборки. Поскольку 11 детали выполнены с допусками и могли деформироваться в процессе работы, созданные по размерам детали могут не соответствовать друг другу. Особенно это важно для ряда линейно расположенных элементов, например, деталей на валу двигателя. Поэтому перед созданием деталей следует составить размерную цепь и убедиться, что тела впишутся в заданный объем. При создании моделей следует избегать также ненужных зазоров. Для построения 3D-модели была использована программа SolidWorks. Выбор данной программы был обусловлен следующими причинами: а) SolidWorks использует стандарт Parasolid, который легко конвертируется в среду ADAMS и ANSYS. При этом достигается точная передача всех элементов, включая сплайновые поверхности и многорадиусные скругления. б) Булевы операции осуществляются с помощью большого набора действий над эскизами, что позволяет легко создавать тела сложной геометрии. Данный метод предпочтительнее предварительного создания ряда твердых тел и их последовательного вычитания и сложения (так действуют ADEM и ADAMS). в) Пакет позволяет передавать в другие программы не только геометрию, но и массы, моменты инерции и координаты центра масс. г) SolidWorks полностью русифицирован, не конфликтует с другими инженерными пакетами, стабильно работает, имеет обширный набор инструментов. К недостаткам программы относится слабый модуль 2Dпроектирования, что и привело к использованию для создания 2Dчертежей пакета КОМПАС. В последних версиях SolidWorks сближается по интерфейсу и принципам построения моделей с пакетом SolidEdge, хотя последний все же остается ближе к средам Cimatron и Unigraphics. Примером разработки 3D модели ДВС является модель поршневого двухтактного одноцилиндрового ДВС Д300. С целью восстановления работоспособности данного двигателя и получения детальной информации об особенностях конструкции и геометрических размерах объекта исследования, двигатель был подвергнут разборке, очистке и последующей сборке с заменой неисправных элементов. 12 Рис. 4. Внешний вид ДВС Д300 Кроме этого, было произведено взвешивание основных элементов кривошипно-шатунного механизма для получения инерционных и других характеристик двигателя. Так как для создания динамической модели не требуется очень высокая точность геометрии, необходимо лишь обеспечить точные массово-инерционные характеристики, то при построении модели был принят ряд допущений: 1) Все болтовые элементы выполнялись гладкими, причем диаметр стержней принимался по внешнему диаметру резьбы, а отверстий – по внутреннему. Добавление резьбы резко замедляет процесс расчета и требует значительный объем графической памяти, и с физической точки зрения бесполезно, так как легко заменяется идеализированным винтовым шарниром. 2) Сложные аэродинамические поверхности, такие как перепускные и выпускные каналы, улитка вентилятора и т. п. были существенно упрощены, поскольку не оказывают влияние на процесс динамического расчета. 3) Вспомогательные агрегаты двигателя (магнето, датчик оборотов, карбюратор и т.д.), были заменены корпусами эквивалентной массы и момента инерции. 13 4) Цвета большинства деталей подбирались в соответствии с классификацией, по их типу или функциональному назначению. 5) Сложные литейные формы были упрощены. 6) Все сопрягаемые поверхности соединялись без зазоров и отклонений. 7) Некоторые элементы небольших размеров и массы, для упрощения структуры модели, были выполнены заодно. Например, некоторые шайбы и прокладки. В случаях, когда объединялись детали соизмеримых масс, определялась средняя плотность объекта. 8) Профиль зубьев в зубчатых соединениях был упрощен. Рассмотрим создание деталей на примере поршня. Всего для исполнения этого алгоритма понадобилось 37 операций. 1) Построение первоначального эскиза. Выбирая эскиз, уже необходимо хотя бы примерно представлять всю цепочку операций по получению готовой модели, поскольку все вновь создаваемые объемы должны будут пересекаться с первым. 2) Построение базовой 3D-геометрии, определяющий форму изделия. 3) Создание внутренних элементов поршня. 4) Создание дополнительной геометрии. На этом этапе модель доводится до требуемого уровня детализации. 5) Окончательная редакция детали. Удаление лишних элементов, добавление необходимых фасок и скруглений. При создании данной модели была использована многоуровневая иерархическая структура, представленная на рис. 5. Рис. 5. Иерархическая структура модели двигателя Д300 14 В результате высокая информативность результатов численного моделирования способствует более глубокому анализу процессов протекающих в двигателе внутреннего сгорания. Теплонапряженные детали двигателя имеют, как правило, сложную геометрическую форму, а их отдельные элементы находятся в тепловом, силовом и кинематическом взаимодействии. При проектировании, расчете и доводке двигателя необходим более полный и точный учет всех величин, определяющих надежность и ресурс. Историю развития CAD/CAM/CAE-систем можно достаточно условно разбить на три основных этапа, каждый из которых длился, примерно, по 10 лет. Первый этап начался в 1970-е годы. В ходе его был получен ряд научно-практических результатов, доказавших принципиальную возможность проектирования сложных промышленных изделий. Во время второго этапа (1980-е) появились и начали быстро распространяться CAD/CAM/CAE-системы массового применения. Третий этап развития рынка (с 1990-х годов до настоящего времени) характеризуется совершенствованием функциональности CAD/CAM/CAE-систем и их дальнейшим распространением в высокотехнологичных производствах (где они лучше всего продемонстрировали свою эффективность). На сегодняшний день основными критериями выбора той или иной системы являются: • полнота функциональных возможностей (включая адаптацию к отечественным стандартам); • наличие уникальных функций, жизненно необходимых предприятию либо имеющих очень важное значение (например, оптимизационное моделирование или интеграция с САПР электроники); • средняя стоимость одного рабочего места; • простота интерфейса и легкость освоения (включая наличие необходимых учебников и справочников на русском языке). В CAD-системе реализуются: • проектирование и разработка; • промышленный дизайн и ре-инжиниринг; • проектирование электрических систем; • проектирование механических систем. В CAM-системе реализуются: • инструмент и оснастка; • механообработка; контроль и верификация; 15 в CAE-системе реализуются: • инженерный анализ и оптимизация; • оптимизация конструкции с учетом конструктивных, технологически и эксплуатационных требований. По существующим оценкам значительная доля отечественных промышленных предприятий уже применяет в своей деятельности САПР. Судя по существующим отзывам, отечественные предприятия хорошо осознают необходимость перехода на новый уровень использования САПР. В настоящее время начинается постепенный переход к внедрению решений, интегрирующих процессы управления предприятием (MRPII/ERP) с процессами проектирования (CAD/CAE), подготовки производства (CAM) и выпуска промышленной продукции (АСУ ТП). Промышленные компании заинтересованы в переходе к модели PLM/CALS, основанной на организации единого информационного пространства, покрывающего все этапы жизненного цикла выпускаемого изделия. Правда, под управлением жизненным циклом изделия пока принято понимать лишь внедрение решений в области PDM и взаимоувязку данных в системах ERP и CAD/CAM/CAE. В настоящее время на рынке программно-аппаратных средств представлено большое количество систем, в той или иной степени обеспечивающих автоматизацию проектно-конструкторских и технологических работ (CAD/CAM/CAE системы). По своим возможностям и функциональному назначению они разделены на три уровня: верхний, нижний и средний. Для решения задач уровня предприятия необходимо комбинировать различные системы, а так же дополнять системы среднего уровня более специализированными системами нижнего уровня. И хотя разработчики и поставщики систем среднего уровня заявляют об их тесной интеграции между собой и возможности таким образом автоматизировать с их помощью все инженерные работы современного машиностроительного предприятия, выстроить на их основе единый комплекс не удается. Причиной тому является отсутствие ассоциативной связи между разнородными системами. Это означает, что однозначно из системы в систему передается только геометрические данные. Данные же топологические (т.е. методика разработки проекта) и структурные (иерархия проекта, структурные связи между его компонентами) между системами не передаются в виду разнородности их математических моделей (ядер). То же самое касается и внутренней информации об изделии: каждая система хранит внутри себя собственную копию математической модели, в которой содержится информация о размерах, допусках точности и т.д., не доступная для других систем. В этом случае, 16 помимо передачи геометрии из системы в систему через стандартный интерфейс, необходимо передавать еще и подробную чертежную документацию, связанную с моделью только формально. В случае, если при передаче чертежа в нем была обнаружена и исправлена ошибка, то это может не найти своего отражения в модели, т.к. по сути это совершенно разные, не связанные друг с другом единицы информации. SolidWorks - система автоматизированного проектирования, инженерного анализа и подготовки производства изделий любой сложности и назначения. Она представляет собой инструментальную среду, предназначенную для автоматизации проектирования сложных изделий в машиностроении и в других областях промышленности. SolidWorks является системой гибридного (твердотельного и поверхностного) параметрического моделирования, она предназначена для проектирования деталей и сборок в трёхмерном пространстве (3-D проектирования), а также для оформления конструкторской документации. Система относится к САПР "среднего класса". В отличие от "тяжелых" САПР (Unigraphics NX, Pro/Engineer, CATIA), разработанных для Unix-платформ, SolidWorks изначально создавалась для работы на персональных компьютерах в системе Microsoft Windows. SolidWorks имеет стандартный графический пользовательский интерфейс Windows, максимально использует все преимущества системы Microsoft Windows, такие как контекстные меню, режим copy-and-paste, режим drag-and-drop, быстрый просмотр, поиск и открытие файлов с помощью проводника, возможность "отката" и др. Кроме того, SolidWorks эффективно взаимодействует с такими Windows-приложениями, как Excel, Word и др. Очевидными достоинствами системы являются ее полная русификация и поддержка ЕСКД, что выгодно отличает SolidWorks от других зарубежных САПР. В системе SolidWorks поддерживаются все основные стандарты представления и обмена данными. В состав базового пакета SolidWorks входит более 20 трансляторов для экспорта и импорта. Кинематический и динамический расчет непосредственно следует за построением трехмерной модели конструкции. Для него используется программный пакет ADAMS. ADAMS - самый распространенный и самый известный в мире программный комплекс для динамического и кинематического анализа механических систем. На сегодняшний день доля ADAMS на мировом рынке программного обеспечения этого направления составляет более 60%. В настоящее время ADAMS широко используется практически во всех отраслях промышленности: автомобилестроение, авиастроение, 17 космонавтика, железнодорожный транспорт, общее машиностроение, судостроение, робототехника, биомеханика, общее, профессиональное и техническое образование и многие другие. Среди преимуществ, предоставляемых пользователям пакетом, возможности интеграции с наиболее популярными CAD/CAE системами (Pro/Engineer™, SolidWorks™, SolidEidge™, CATIA™ , AutoCAD™), системами конечно-элементного анализа (MSC.Nastran™, ANSYS™, ABAQUS™, I-DEAS™), универсальными системами компьютерного моделирования сложных систем (MSC.EASY5™, MATLAB™, MATRIXx™). В состав пакета входят специализированные модули, предназначенные для разработки и анализа сложных механических систем: автомобиля и его отдельных узлов (ADAMS/Car™, ADAMS/Tire™, ADAMS/Engine™), железнодорожных транспортных средств (ADAMS/Rail™), подвески самолетного шасси (ADAMS/Aircraft). Основными направлениями использования ADAMS в промышленности являются: а) Создание и всесторонний анализ виртуальных компьютерных моделей разрабатываемого изделия на ранних стадиях проектирования; б) Поверочный расчет и анализ работы уже спроектированных изделий, что позволяет избежать натурного моделирования, испытания реальных образцов и существенно сокращает как время, так и стоимость разработок. ADAMS предоставляет пользователю возможность: 1) Создавать компьютерную модель системы из жестких и деформируемых элементов, соединенных между собой различными связями и шарнирами; 2) Одновременно создавать параметризованную модель; 3) Визуализировать модель конструкции мощными средствами трехмерной графики; 4) Задавать вынужденные перемещения и движения элементов системы и прикладывать активные внешние силы и моменты; 5) Проводить статический, динамический и кинематический анализы системы; 6) Визуализировать движение системы и фиксировать заданные события; 7) Анализировать влияние вариаций конструктивных элементов на поведение системы в целом; 8) Оптимизировать изделие по заданному критерию; 9) Получать результаты анализа в виде графиков, таблиц, анимации. 18 10) Производить двусторонний обмен информацией с программными комплексами автоматизированного проектирования, КЭанализа, анимации; 11). Использовать специализированные модули, ориентированные на конкретные области техники. Программный комплекс имеет блочную структуру и в соответствии с этим может быть сформирован в различных комплектациях, соответствующих всему спектру задач пользователя. Основными программными блоками ADAMS являются: ADAMS/View - это интерактивная графическая среда, позволяющая строить трехмерные кинематические модели с использованием имеющейся библиотеки компонентов (как жестких, так и упругих), соединений и т. д.; прикладывать нагрузки и налагать связи; передавать модели на решение в модуль ADAMS/Solver и просматривать результаты в виде графиков, таблиц и анимации, отрисовки полученных векторных величин как отмасштабированных векторов в месте их действия и т. п. Модуль позволяет также импортировать уже готовые модели из других систем проектирования. ADAMS/Solver - конвертирует построенную в ADAMS/View модель в уравнения движения и разрешает полученную систему. По запросу пользователя возможен вывод не только сил, перемещений, скорости, ускорений, но и дополнительной информации для дальнейшего ее использования в КЭ-анализе и проч. ADAMS/Flex - позволяет создавать деформируемые составляющие модели на основе имеющихся данных о собственных частотах. Деформируемость конструктивных частей может существенно влиять на поведение изделия. Все необходимые данные для учета деформируемости деталей могут быть импортированы из таких КЭ-комплексов, как ANSYS, ABACUS, MSC.NASTRAN, I-DEAS и др. Особенности конвертации моделей двигателей Конвертация – это передача данных о геометрии и свойствах из одного инженерного пакета в другой. Иногда под конвертацией также понимают передачу результатов расчета, что не вполне корректно. Более общий термин – импорт. Это передача любых данных в программу. Конвертация внутри алгоритма безбумажного проектирования имеет следующие особенности: а) Возможность передачи твердотельной (Parasolid), оболочечной (Shell) и деформируемой (MNF) геометрии. Parasolid – ядро объемного моделирования ADAMS. 19 б) Как правило, информация об истории построения модели, собственных именах деталей, допусках и посадках и текстурах не передается в CAE-пакеты (ADAMS, ANSYS и другие). в) Рекомендуется моделировать соединения без зазоров и натягов, если не анализируется их влияние. г) Грубое отображение геометрии детали на экране не всегда означает неточную передачу геометрии при конвертации. Кривые описываются математическими функциями, хотя и отображаются отрезками прямых. д) Существуют форматы программные (*.adm, *.db, *.par, *.bin, *.cmd) и универсальные (*.x_t, *.txt, *.igs). Существуют форматы, тесно связанные с тем или иным программным обеспечением, например, *.bin или *.m3d и независимые от нее: *.cmd или *.x_t. е) Многие сложные элементы геометрии заменяются стандартными из инструментария CAE-программ. Для ADAMS это: пружины, муфты, демпферы, тросовые соединения и другие. Начальным этапом создания «Виртуального ДВС» является разработка 3D модели его конструкции (рис. 6-8). Рис. 6. Поперечный разрез 3D модели 6-цилиндрового рядного ДВС 20 Рис.7. Продольный разрез 3D модели шестицилиндрового рядного ДВС Рис.8. 3D модель V – образного ДВС 21 Для полного перехода к трехмерному конструированию ДВС в учебном процессе в настоящее время подготовлены основные необходимые условия. Требуется создание базы 3D моделей существующих серийных двигателей - прототипов, без которой разработка новых моделей двигателей становится значительно трудоёмкой для рамок курсового проекта. Поэтому в переходный период предположительно до 2015 г. для студентов в рамках курсового проекта конструирование двигателей в виде 3D моделей приветствуется, но не требуется в обязательном порядке. Для части студентов допустимо выполнять конструирование ДВС в традиционной 2D постановке в виде чертежей продольного и поперечного разрезов двигателя с помощью графических пакетов программ КОМПАС или AUTOCAD. Необходимое для использования в качестве прототипов количество 2D моделей существующих двигателей содержит база данных кафедры КиПДЛА. 2.4 Конструирование ДВС в 2D Конструирование двигателя сводится к выполнению поперечного и продольного разрезов с обоснованием принятых решений и необходимыми расчетами в расчетно-пояснительной записке. Исходными материалами для конструктивной разработки являются: параметры двигателя, указанные в задании на курсовой проект; параметры, полученные в результате теплового и динамического расчетов; поперечный и продольный разрезы прототипа двигателя. С точки зрения общей компоновки, взаимного расположения деталей, узлов и агрегатов, разрезы прототипа двигателя являются лишь основой для проектирования. В отдельных случаях в них могут иметь место графические ошибки и отступления от ЕСКД. Указанные особенности требуют критического подхода к чертежам прототипа при выполнении курсового проекта. В процессе проектирования допускается обоснованное изменение или замена на более совершенные конструкции отдельных деталей и узлов двигателя, таких как поршень, шатун, водяной и масляный насосы, механизм газораспределения и др. Размеры основных деталей двигателя, которые задаются по статистическим данным, должны проверяться расчетом. Предварительные расчеты и принятые решения необходимо заносить в черновик расчетно-пояснительной записки. 22 В процессе проектирования следует широко использовать различные справочные материалы, альбомы и чертежи отечественных двигателей, близких к прототипу, с целью уточнения отдельных конструктивных решений. Элементы и узлы двигателя сначала разрабатываются в виде эскизов в одном из графических пакетов (КОМПАС или AUTOCAD), согласовываются с консультантом, а затем поперечный и продольный разрезы двигателя (в 2D варианте) оформляются в виде чертежа в масштабе 1:1 с соблюдением всех правил ЕСКД. Разработку поперечного и продольного разрезов рекомендуется вести параллельно, что в значительной степени упрощает проектирование. Только на заключительной стадии разработки по согласованию с преподавателемконсультантом допускается распечатка чертежа. В целях сокращения объема графических работ по согласованию с консультантом допускается не вычерчивать обслуживающие агрегаты (карбюратор, топливный насос, генератор, стартер и др.). Для V-образных двигателей большой мощности на поперечном разрезе можно ограничиться вычерчиванием только правого или левого цилиндра совместно с картером двигателя. На продольном разрезе однорядных двигателей с числом цилиндров больше 4 и V-образных с числом цилиндров больше 6 можно показывать разрез передней части двигателя с первым цилиндром и разрез задней части двигателя с маховиком на коленчатом валу. Оба разреза сближают, оставляя промежуток 5...10 мм. В этом случае продольный разрез двигателя обычно удается разместить на одном чертежном листе. Перед началом проектирования необходимо тщательно проанализировать конструкцию прототипа, уточнить назначение и взаимосвязь всех деталей двигателя, принять решение по изменению или замене отдельных деталей и агрегатов. Принятые решения и неясности конструкции уточняются с консультантом. Поперечный разрез двигателя выполняется по первому цилиндру с положением поршня в ВМТ, при этом на разрезе должны быть показаны: камера сгорания, клапаны впуска и (или) выпуска с каналами в головке блока, установка форсунки или свечи зажигания, поршень в разрезе, поршневой палец, шатунная шейка коленчатого вала, шатунный болт и способ фиксации нижней крышки шатуна, перегородка картера с ребрами жесткости, подвеска коленчатого вала, крепление нижней половины картера, масляный насос (в разрезе), привод к масляному насосу и распределителю зажигания, опоры двигателя. Пунктирными линиями 23 должны быть показаны каналы подвода масла к коренным и шатунным подшипникам коленчатого и распределительного валов, к клапанному механизму. На продольном разрезе двигателя должны быть показаны разрезы: привода механизма газораспределения; ступицы вентилятора; водяного насоса и привода к нему; уплотнения носка и хвостовика коленчатого вала; головки блока цилиндров (по клапанам), по продольной оси поршневого пальца и коленчатого вала, по распределительному валу, штангам и толкателям, упорному подшипнику коленчатого вала. Последовательность проектирования деталей может быть различной, но лучше начинать с разработки элементов поршневой группы, переходя затем к шатуну, коленчатому валу, головке цилиндров, после этого приступить к конструированию блока и картера двигателя, механизма газораспределения, систем приводов к внутренним и внешним агрегатам. Для правильного выбора толщины литья стенок водяной рубашки, ребер, патрубков, радиусов скругления в литье и конструкций отдельных агрегатов необходимо пользоваться справочными материалами и чертежами выполненных (серийных) двигателей. Конструктивная разработка деталей и узлов двигателя выполняется без штриховки. В таком виде проект предъявляется руководителю. После проверки и утверждения проект окончательно отрабатывается. 2.5. Предпосылки к расчету деталей и узлов двигателя Каждая деталь или узел двигателя должны быть рассчитаны на том режиме, который является для них наиболее опасным. Поэтому в пособии для каждого конкретного случая указывается расчетный режим. Механические свойства большинства сталей, применяемых в двигателестроении, приведены в приложении 1. Там же указаны ориентировочные соотношения для определения пределов выносливости сталей и чугунов, характеристики которых неизвестны. Кроме того, в приложении приведены значения коэффициентов ασ и ατ для сталей с различными величинами пределов прочности и величины масштабного ε′σ и технологического ε″σ факторов. При определении запасов прочности необходимо учитывать область диаграммы предельных амплитуд, в которой лежит расчетная точка: 24 K σ σ a σ −1 − α σ σ Т > εσ σ m σ T − σ −1 - I область, и считать надо по пределу выносливости; K σ σ a σ −1 − α σ σ Т < εσ σ m σ T − σ −1 - II область, и считать надо по пределу текучести. При выполнении расчетов их необходимо иллюстрировать эскизами деталей и расчетными схемами. Запись вычислений следует производить по схеме: формула - численное значение величин - результат - размерность. 3. КОНСТРУКТИВНАЯ РАЗРАБОТКА И РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 3.1. Поршневая группа При конструктивной разработке поршневой группы за основу принимается поршень прототипа двигателя (днище поршня, форма камеры сгорания, юбка поршня). Выбирается число и тип поршневых колец. В карбюраторных двигателях устанавливаются два-три компрессионных и одно маслосъемное кольцо. В высокооборотных автомобильных двигателях в целях уменьшения механических потерь и массы поршня могут устанавливаться одно компрессионное и одно маслосъемное кольцо. Предварительные размеры деталей поршневой группы (см. рис. 9) выбираются по статистическим данным из табл. 2 и затем проверяются расчетом и уточняются. Расчету подлежат следующие детали поршневой группы: юбка поршня, компрессионное кольцо, поршневой палец. Поршневая группа на поперечном и продольном разрезах двигателя вычерчивается в разрезе. 25 Рис.9. Основные конструктивные параметры поршневой группы Форма нижней кромки юбки поршня должна соответствовать траектории движения крайней точки противовеса, расположенного на коленчатом валу, и отстоять от него на расстоянии не менее 2 мм при нахождении поршня в НМТ. Расчетным режимом при расчете элементов поршневой группы является режим максимального крутящего момента. Критерием правильности выбора длины юбки hю является допустимое удельное давление, определяемое из выражения qю = N max , МПа, hю D где Nmax - максимальная боковая сила (МН), определяемая из динамического расчета; D - диаметр цилиндра (м). qю = (0,3...0,5) МПа - для карбюраторных двигателей, qю = (0,4...1,0) МПа - для дизелей. 26 Размер hг с целью создания благоприятных условий смазки юбки поршня выбирается hг = (0,64...0,67) hю - для карбюраторных двигателей, hг = (0,6 ...0,7) hю - для дизелей. Таблица 2 Статистические данные размеров элементов поршневой группы Тип двигателя Размеры карбюраторный дизель авиационный H/D 0,9...1,3 1,2...1,5 0,8…1,2 0,06...0,09 0,14...0,20 0,06…0,10 δ /D h/D 0,07...0,09 0,15...0,20 0,07...0,09 hп /D 0,03...0,05 0,04...0,05 0,03...0,05 hг /D 0,41...0,61 0,38...0,50 0,4...0,6 hю /D 0,68...0,74 0,62...0,70 0,6...0,7 b /D 0,30...0,50 0,30...0,50 0,3...0,5 dп /D 0,24...0,28 0,34...0,38 0,22...0,28 lп /D 0,85...0,90 0,85...0,90 0,8...0,9 0,65...0,75 0,60...0,70 0,65...0,75 αп = dвн /dп Аналогичный подход используется и при разработке 3D модели поршневой группы (рис.10). Рис.10. Объемные модели элементов поршневой группы 27 Поршневые кольца имеют разнообразные конструктивные формы. Сечение компрессионных колец чаще всего выполняется прямоугольной, прямоугольной с фаской, трапецевидной и бочкообразной форм. Маслосъемные кольца имеют коническое и коробчатое сечение или выполняются многоэлементными. Расчет колец заключается в определении среднего радиального давления и напряжений в кольце в рабочем состоянии и при надевании его на поршень для заданных на основании статистических данных отношений D/t и So /t. D/t = (22...23) при D = (60...90) мм; D/t = (23...25) при D = (90...150) мм; So /t = 3,0...4,0. Кольца современных двигателей имеют неравномерную эпюру давлений. Для таких колец среднее удельное давление Pср определяют по формуле So / t 0,425 , МПа. Pср = E 3 − µ D / t ( D / t − 1) 3 µ = 0,2; E = 1,2⋅105 , МПа. Величины Pср зависят от диаметра цилиндра. Их значения для компрессионных колец лежат в следующих пределах: Pср = (0,12...0,27) МПа - карбюраторные двигатели; Pср = (0,25...0,35) МПа - дизели. σmax - напряжение в кольце в рабочем состоянии. σ max = σ′max So / t 1,275 , МПа. E 3 − µ ( D / t − 1) 2 - напряжение в кольце при надевании его на поршень. ' σ max So / t 1− 3,9 (3 − µ )π , МПа. = E m ( D / t − 1) 2 m - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца, при проверочных расчетах принимается равным 1,57. У существующих двигателей значения напряжений следующие: σmax = (300...400) МПа; σ′max = (400...450) МПа. Если величины Pср , σmax , σ′max будут находиться в пределах статистических данных, то можно считать, что радиальная толщина кольца выбрана правильно. Поршневой палец. В большинстве современных двигателей применяются пальцы плавающего типа. 28 Правильность выбора наружного диаметра пальца dп (отношение dп /D в табл. 2) проверяется по допускаемым удельным давлениям в бобышках поршня и в поршневой головке шатуна. qб = Pz Fп − 0,7mп/ Fп rω м2 (1 + λ )10 −6 , МПа; 2l б d п Pz Fп − m п/ Fп rω м2 (1 + λ )10 −6 qш = ad п , МПа. Варьируя размеры a и lб, необходимо принять такой наружный диаметр, при котором удельные давления будут лежать в пределах qб = (20...30) МПа; qш = (25...35) МПа (карбюраторные двигатели); qб = (30...35) МПа; qш = (40...50) МПа (дизели). Назначая размеры lб , необходимо помнить, что в бобышках должно быть предусмотрено место для размещения стопоров, обеспечивающих фиксацию плавающего пальца. Внутренний диаметр пальца dвн определяется из условия обеспечения прочности, критерием которой являются допускаемые напряжения изгиба (σmax), среза (τmax) и овализации (σi ). Последовательность расчета следующая: σ max = τ max = P (lп + 2b − 1,5a ) , МПа; 1, 2d п3 (1 − α п4 ) P 0,85 P(1 + α п + α п2 ) = C 2 , МПа; 2 4 d п (1 − α п ) dп P (1 − 2α п )(1 + α п ) 1 P − η г , МПа. 0,19 K = − 2 lп d п (1 − α п ) α п 1 − αп lп d п Кроме напряжений необходимо определить максимальную овализацию пальца. σ iϕ =0 = ∆d max = 0,09 P 1 + α п l п E 1 − α п 3 P , м. K = m l пE В этих выражениях K = 1,5 - 15 (αп - 0,4)3 - поправочный коэффициент; αп = dвн / dп принимается по табл. 2; E = (2...2,2) ⋅105 , МПа; P = Pz Fп –0,7 m’п Fп r ω2м (1-λ)⋅10-6, МН. 29 Величины С, ηг и m следует определять из графика на рис.11 для принятой величины αп. Рис. 11. Значения параметров С, ηг и m для расчета поршневого пальца Материалы поршневых пальцев - стали 40ХА,15Х,15ХА, 12ХН, 12ХН3А. Допускаемые пределы напряжений и деформаций следующие: σmax = 200...250 МПа; τmax = 80...120 МПа; σi = 120...230 МПа; ∆dmax = (0,001...0,002) dп. марок 45, 3.2. Шатунная группа Проектирование шатунной группы сводится к разработке злементов шатуна: поршневой и кривошипной головок, стержня шатуна. 30 Предварительно определяются размеры элементов шатуна для данного типа двигателя по статистическим данным из табл. 3 (см. рис. 12) Конструирование поршневой головки ведется в зависимости от способа установки поршневого пальца (закрепленный или плавающий). При закрепленном пальце необходимо указать способ его закрепления. В случае плавающего пальца надо предусмотреть бронзовую втулку в головке шатуна и отверстие для подвода масла. Кривошипная головка конструируется исходя из обязательного условия возможности демонтажа шатуна через цилиндр двигателя при снятой головке блока цилиндров. При относительном размере шатунной шейки dшш >0,66 D необходимо выполнять косой разъем кривошипной головки. Наименьшие размеры кривошипной головки получаются при минимальном расстоянии между шатунными болтами. При вычерчивании кривошипной головки необходимо дать разрез по шатунному болту или показать метод центрирования крышки шатуна. На разрезе шатунной шейки коленчатого вала следует показать отверстие для подвода масла к шатунному подшипнику в соответствии с диаграммой износа шатунной шайки (из динамического расчета). Стержень шатуна выполняется двутаврового сечения. Отношение высоты двутаврового сечения к его ширине hш /bш находится в пределах 1,3...1,7. Таблица 3 Статистические данные размеров элементов шатунной группы Двигатель Размеры На легком топливе Дизель dп, a Приняты при расчете пальца d dп + (3...5) мм DГ (1,25...1,4) d hГ (DГ - d )/2 hш min (0,55...0,65) DГ hш (0,65...0,75) DГ bш (0,5...0,6) a (0,55...0,75) a (2,5...4,0) мм (4,0...7,5) мм aш ≈ tш lк (0,27...0,38) D (0,32...0,5) D Cб (0,80...0,84) D dш.б (0,11...0,13) D (0,12...0,14) D ϕз 100°...120° 31 Шатунные болты должны иметь минимальные концентраторы напряжений. Для этого радиусы перехода от центрирующих поясков и резьбы к стержню болта должны быть не менее 0,5 dш.б , а от головки не менее (0,15...0,20) dш.б. Диаметр стержня болта должен быть равным 0,8...0,85 от внутреннего диаметра резьбы. Рис.12. 3D модель шатуна После конструктивной разработки всех элементов шатуна и установления размеров производится расчет на прочность и корректируются принятые размеры. Расчетным режимом является режим максимальной мощности. Поршневая головка. В поршневой головке шатуна возникают напряжения от натяга при запрессовке втулки или пальца и нагреве шатуна, от силы инерции поршневой группы и от силы газов. Опыт и расчет показывают, что наиболее нагруженной является наружная поверхность головки шатуна. Распределение напряжений на наружной поверхности по окружности головки показано на рис. 13. Из 32 рисунка видно, что наибольшие растягивающие и сжимающие напряжения возникают в сечении ϕ = ϕз. Поэтому в дальнейшем напряжение и запас прочности будем определять только для указанных сечений. Рис.13. Распределение напряжений в поршневой головке шатуна Величина ϕз определяется из поперечного разреза двигателя, на котором шатун должен быть вычерчен в тонких линиях. Напряжения от натяга втулки: σa = P 2d 2 , МПа, D Г2 − d 2 где P - удельное давление втулки на головку. , МПа, ∆ + ∆t P= 2 2 D Г2 + d 2 d + dп − µ +µ 2 2 2 2 − D d d − d п d Г + E ст E бр где µ = 0,3 - коэффициент Пуассона; Eст = (2,0...2,2)⋅105 МПа; Eбр = 1,15⋅105 МПа; ∆ = (0,05...0,1)⋅10-3 м - натяг при запрессовке; ∆t = d⋅∆t (αбр - αст), м - температурный натяг; ∆t = (100...120)°С; αбр = 1,8⋅10-5 1/град; αст = (1,0...1,1)⋅10-5 1/град. 33 Если бронзовая втулка отсутствует и палец закреплен в поршневой головке шатуна, удельное давление пальца на головку определяется из выражения P= E ст ⋅ ∆ t ( D Г2 − d п2 )(d п2 − d вн2 ) , МПа, ⋅ 2 ⋅ d п3 D Г2 − d вн2 где ∆t = dп⋅αст ∆t, м; ∆t ≅ 150°С, а напряжения от натяга σ 'a = P 2d п2 , МПа. DГ2 − d п2 Напряжения от силы инерции поршневой группы σaj 10 −6 6 rср + h , МПа, σ aj = 2 M + kN h( 2rср + h) ah где rср = (DГ +d)/4 - средний радиус поршневой головки, м; h = (DГ -d)/2 - толщина стенки головки, м; k = 0,8...0,85; M = Pjп⋅rср⋅f1(ϕз), Нм - изгибающий момент от сил инерции; N = Pjп⋅f2(ϕз), Н - нормальная сила от инерционных сил; Pjп = -m′п ⋅Fп⋅r⋅ω2(1+λ), Н. При определении M и N принимать абсолютные значения Pjп . Функции f1(ϕз) ... f4(ϕз) определять из графиков на рис. 14. Напряжения от силы, сжимающей поршневую головку шатуна σac, определяются по той же формуле, что и напряжения σaj , только значения M и N находят из выражений M = Pсж⋅rср⋅f3(ϕз), Нм; N = Pсж⋅f4(ϕз), Н; Pсж = Pz ⋅Fп⋅106 - m′п ⋅Fп⋅r⋅ω2(1+λ), Н. Определив все значения напряжений, находим максимальное и минимальное напряжения цикла (см. рис. 6): σmax = σ′a+ σaj , σmin = σ′a+ σac и запас прочности nσ = σ aj − σ ac ε σ′′ 2σ −1 (1 область). + α σ (σ aj + σ ac + 2σ a′ ) 34 Рис.14. Значения функций f1(ϕз) ... f4(ϕз) В это выражение σac необходимо подставить со своим знаком, т.е. с минусом; εσ = 0,6. Запас прочности поршневых головок шатунов должен лежать в пределах 2,5...5,0. Стержень шатуна. Расчет стержня производится по среднему сечению В-В рис. 13. Запас прочности стержня 35 nσ = 2 f ср ⋅ σ −1Z , KPсж − Pj + α σ ( KPсж + Pj ) ε σ′′ где fср = aш (hш – 2tш) + 2 tш bш - среднее сечение стержня, м2 ; Pj = m′j ⋅Fп⋅r⋅ω2(1+λ)⋅ 10-6 - сила инерции, растягивающая стержень, МН; Pсж = Pz ⋅Fп - m′j ⋅Fп⋅r⋅ω2(1+λ)⋅10-6 -сила, сжимающая стержень, МН; K = 1,1...1,15; εσ = 0,4...0,6 - для штампованных необработанных шатунов. У выполненных конструкций nσ лежит в пределах 2,0...2,5. Шатунные болты. Шатунные болты следует расcчитывать на режиме максимальной частоты вращения холостого хода ωр . Максимальная сила, растягивающая болт, Pmax = Pпр + χ P′j , где P′j - сила инерции, приходящаяся на один болт. Pj′ = Pj iб [ ′ ) ⋅ Fп ⋅ r ⋅ ω р2 (1 + λ ) + 0,7mшк ′ ⋅ r ⋅ ω р2 = − (mп′ + mшп ]10i −6 , МН, б где iб - число болтов; ωр = 1,1 1/с - дизели; ωр = (1,2...1,4) 1/с - двигатели на легком топливе. Pпр = (2,0...3,0) P’j ; χ = 0,20...0,25. Минимальная сила, растягивающая болт, Pmin = Pпр . Определив максимальную и минимальную силы, находят напряжения σ max = Pmax P , МПа; σ min = min , МПа. Fop Fop При этом диаметр болта ориентировочно может быть определен на основании статистических данных: dшб = (0,11...0,13) D, а затем принят ближайшим по ГОСТу (см. приложение 2). Там же приведены и величины сечений по внутреннему диаметру резьбы Fop . После этого необходимо определить амплитуду напряжений σa , среднее напряжение σm и запас прочности nσ . nσ = σТ (II область). Kσ / ε σ ⋅σ a + σ m 36 Величину Kσ/εσ следует принимать равной 4...5,5. Запас прочности должен быть не менее 2. Для создания требуемой силы предварительной затяжки момент на ключе должен быть Mкл = Mр + MТ = Pпр 106 (А1 + А2), Н м. Значения величин А1 и А2 приведены в приложении 3. Материалы шатунов: стали 40, 40Р, 45, 45Г2, 40Х, 40ХН, для дизелей с высокой форсировкой - 18Х2Н24ВА, 40Х2Н2МА. Материалы шатунных болтов: стали 35Х, 40Х, 40ХН, 18Х2Н24ВА, 20ХН3А, 40ХНМА. Если при принятых размерах значения запасов прочности лежат в допустимых пределах, необходимо закончить конструктивную разработку поршневой группы и шатуна и обвести их на поперечном и продольном разрезах. 3.3. Коленчатый вал Проектирование коленчатого вала (рис.15) следует начинать с определения предварительных размеров его элементов по статистическим данным, приведенным в табл. 4. (размеры показаны на рис. 16). Рис.15. 3D модель коленчатого вала 37 Рис.16. Основные размеры коленчатого вала Таблица 4 Статистические данные размеров элементов коленчатого вала Размеры Двигатель на легком топливе Дизель рядный V-образный рядный V-образный dкш/D 0,65...0,80 0,63...0,75 0,72...0,90 0,70...0,75 dшш/D 0,60...0,70 0,57...0,66 0,64...0,75 0,65...0,72 lкш/dкш 0,50...0,60 0,40...0,70 0,45...0,60 0,40...0,55 lкш/dкш (для 0,74...0,84 0,70...0,88 0,70...0,85 0,65...0,86 крайних к.ш.) lшш/dшш 0,45...0,65 0,80...1,00 0,50...0,65 0,80...1,00 b/D 1,00...1,25 1,05...1,30 h/D 0,20...0,22 0,24...0,27 0,30...0,40 ∆/dшш 0,15...0,20 0,15...0,23 ρ/h 0...0,5 δшш/dшш Правильность выбранных размеров проверяется по условным удельным давлениям на шатунную и коренные шейки и расчетам на прочность наиболее нагруженных элементов кривошипа. По результатам проведенного расчета уточняются предварительно выбранные размеры элементов кривошипа, а затем производится конструктивная разработка коленчатого вала. При выборе размеров элементов вала необходимо иметь в виду, что размеры lкш , lшш и h не могут назначаться произвольно, а должны быть увязаны с принятым межцилиндровым расстоянием l , т.е. должны удовлетворять условию l = lкш + 2 h + lшш . 38 Сначала на листах поперечного и продольного разрезов двигателя производится конструктивное оформление первого и последнего кривошипов коленчатого вала, его шеек и щек, затем приступают к разработке носка и хвостовика на продольном разрезе двигателя. Конструктивное оформление носка и хвостовика коленчатого вала необходимо выполнять вместе с установленными на них деталями в соответствии с конструкцией кривошипа двигателя. На носке коленчатого вала обычно устанавливаются: шестерня привода механизма газораспределения, шкивы для клиновидных ремней, храповик, маслосбрасывающее кольцо и уплотнение носка. Хвостовик вала заканчивается фланцем, к которому крепится маховик. Здесь необходимо разработать уплотнение вала и центровку маховика. Из полости между коренным подшипником и уплотнением хвостовика необходимо предусмотреть отвод масла в картер. На продольном разрезе двигателя следует разработать упорный подшипник для фиксации коленчатого вала от осевых перемещений. В зависимости от конструкции двигателя упорный подшипник может размещаться на первой, средней или последней коренной опоре коленчатого вала. Конструктивное оформление носка и хвостовика коленчатого вала с уплотнением и упорным подшипником может быть аналогичным прототипу или взято из конструкции существующих двигателей. В конструктивную разработку кривошипа коленчатого вала должна включаться разработка конструкции коренных и шатунных вкладышей с соответствующим обоснованием в пояснительной записке примененного антифрикционного материала. Расчет элементов коленчатого вала производится по наиболее нагруженному кривошипу. За расчетный режим принимается режим максимальной мощности nN . Коренные шейки рассчитываются только на кручение. Экстремальные значения крутящего момента, передаваемого наиболее нагруженной коренной шейкой, определяются из графиков набегающих моментов, построенных при выполнении динамического расчета двигателя. Например, для 6-цилиндрового однорядного 4-тактного двигателя с порядком работы 1-5-3-6-2-4 наибольший размах момента приходится на 3-ю коренную шейку, которую и следует рассчитывать. Максимальное напряжение M τ max = к max , МПа, Wкш минимальное напряжение 39 τ min = M к min , МПа, Wкш 3 где W = πd к 1 − δ к кш 16 d к , м - момент сопротивления коренной шейки кручению; δк - диаметр полости шейки, если она есть. Крутящий момент определяется из выражения Mк max = hmax ⋅mр⋅Fп⋅r , МН м, где hmax - максимальное значение момента на графике, мм; ь - масштаб сил диаграммы (см. динамический расчет). При нахождении момента надо обязательно учитывать знак. Определив значение напряжений, находим амплитуду, среднее напряжение, область, в которой лежит расчетная точка, и запас прочности. Для 1-й области nτ = 4 τ −1 , Kτ / ε τ ⋅ τ a + α τ ⋅ τ m где Kτ /ετ ≈ 2,5. В выполненных конструкциях запас прочности коренных шеек находится в пределах 3,0...5,0. Шатунные шейки. Шатунные шейки рассчитываются на кручение и на изгиб. Расчет на кручение производится в той же последовательности, что и расчет коренных шеек. Значения максимальных крутящих моментов, передаваемых шатунными шейками, определяют из графика набегающих крутящих моментов, построенного при выполнении динамического расчета в курсовой работе по курсу “Динамика и прочность двигателей внутреннего сгорания”. По этому графику находится и наиболее нагруженная шейка, которую и следует рассчитывать. Запас прочности на изгиб должен определяться по результирующему изгибающему моменту, действующему в плоскости маслоподводящего канала, создаваемому силами T и K. С достаточной точностью этот момент может быть определен с помощью полярной диаграммы нагрузок на шейку. Для этой цели через полюс Пкш (рис. 17) необходимо провести ось под углом ϕ′ к вертикали (ϕ′ - угол, под которым сверлится маслоподводящий канал в шатунной шейке, определяемый из диаграммы износа). После этого провести линии, касательные к полярной диаграмме и перпендикулярные к оси, проведенной под углом ϕ′. 40 Рис.17. Полярная диаграмма нагрузок на шатунную шейку коленчатого вала Полученные на оси отрезки Пкш А1 и Пкш А2 будут в соответствующем масштабе экстремальными значениями искомого момента. mр l M ϕ ′ max = П кш ⋅ А1 ⋅ ⋅ , МН⋅м, 2 2 mр l M ϕ ′ min = П кш ⋅ А2 ⋅ ⋅ , МН⋅м, 2 2 где mр – масштаб сил диаграммы; l - расстояние между осями цилиндров, м. По величинам Mϕ′max и Mϕ′min определяются максимальное и минимальное изгибные напряжения в шатунной шейке. σ max = M ϕ ′ max ; Wшш σ min = M ϕ′ min , МПа, Wшш 41 4 где W = π d 3 1 − δ шш , м3 - момент сопротивления шатунной шш шш 32 d шш шейки изгибу. Для сплошных шеек δшш = 0. После нахождения амплитуды и среднего напряжения определяются область и запас прочности по нормальным напряжениям: σ −1 ; Kσ/εσ = 2,5. nσ = Kσ / ε σ ⋅ σ a + α σ ⋅ σ m Запас прочности nτ по касательным напряжениям определяется так же, как и для коренных шеек. Зная запасы прочности по касательным nτ и нормальным nσ напряжениям, находят результирующий запас прочности шатунной шейки n= nτ ⋅ nσ nτ2 + nσ2 . В выполненных конструкциях запас прочности находится в пределах n = 2,5...3,5. Щеки коленчатого вала. Щеки коленчатого вала подвергаются изгибу, растяжению, сжатию и кручению. Для определения запаса прочности по касательным напряжениям необходимо вычислить максимальное и минимальное значения скручивающего момента. T ⋅a T ⋅a M кр max = max ; M кр min = min , МН⋅м. 2 2 По Mкр max и Mкр min находим экстремальные значения касательных напряжений, а по ним запас прочности: M кр max M , τ min = кр min , МПа, τ max = Wкр Wкр где Wкр= µ⋅b⋅h2 - момент сопротивления кручению; b - ширина щеки, м; h - толщина щеки, м; a - расстояние от середины коренной шейки до середины щеки, м; µ = (0,23...0,28). Запас прочности τ −1 , Kτ/ετ ≈ 2,0. nτ = K τ / ε τ ⋅τ a 42 Для определения запаса прочности по нормальным напряжениям необходимо вычислить их экстремальные значения. K − K τ a 1 , МПа, σ max = max + W 2 из f щ σ min = K min − Kτ 2 a 1 , МПа, + Wиз f щ где Wиз = b⋅h2⁄ 6 - момент сопротивления изгибу, м3; fщ = b h - площадь поперечного сечения щеки, м2. Далее следует определить амплитуду напряжений и запас прочности по нормальным напряжениям. В формулы запаса прочности не вошли средние напряжения, так как циклы нагружения близки к симметричному. При определении напряжений величины Tmax, Tmin, Kmax, Kmin следует брать из динамического расчета. Результирующий запас прочности щеки определяется так же, как для шатунной шейки и у выполненных двигателей находится в пределах n = 2,0...3,5. Материалы коленчатых валов: стали марок 45, 45Г2, 50Г, 40ХНМА, 18Х2Н4ВА, в некоторых двигателях - чугун. 3.4. Блок цилиндров, головка и картер двигателя После оформления кривошипно-шатунного механизма приступают к разработке блока цилиндров, головки блока цилиндров, головки блока и верхней половины картера. В большинстве автотракторных двигателей применяются блоккартеры несколько более сложные в изготовлении, но обладающие высокой структурной жесткостью. Блок цилиндров. 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 делают отверстия диаметром 8...14 мм. 43 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. 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 среднелегированных фосфористых чугунов и из хромофосфорбористого чугуна, сухие короткие гильзы - из нирезиста. Толщина стенок цилиндра может быть задана на основании статистических данных по выражению δ = 0,05 D + 2 мм - карбюраторные двигатели, δ = (0,065...0,075)D - дизели и после этого проверена расчетом σz = Pz D ⁄ 2 δ, МПа. У современных двигателей σz = 40...60 МПа - для чугуна; σz = 80...120 МПа - для стали. Полная длина цилиндра (гильзы) устанавливается из условия, чтобы при нахождении поршня в НМТ он выступал за пределы цилиндра не более чем на 10...15 мм. Головка блока цилиндров. Конструирование головки блока цилиндров (рис.18) осуществляется в соответствии с прототипом и начинается с определения максимально возможных диаметров впускных и выпускных клапанов, горловин и патрубков, что необходимо для лучшего наполнения цилиндров двигателя. Компоновка клапанов, предкамер, форсунки, свечи зажигания, седел клапанов и т.д. производится на вспомогательном эскизе в масштабе 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 44 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. Рис.18. Модель головки цилиндров Головка блока крепится 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: Dшп = (0,12...0,14) D, а затем принят ближайшим по ГОСТу (см. приложение 2). Для определения запаса прочности силовых шпилек необходимо найти максимальную и минимальную силы, действующие на шпильки 45 Pmax = m ⋅ (1 − χ ) ⋅ Pz′ + Pt + χPz′ , МН, Pmin = m ⋅ (1 − χ ) ⋅ Pz′ + Pt , МН, где Pz′ = Pz⋅ ⋅ 1,1Fп / iшп , МН, iшп - число шпилек на один цилиндр, Fп - площадь поршня, м2 , ∆t ∑ l ал (α ал − α ст ) 880 ⋅ 10 −6 ⋅ ∑ l ал - термическая сила, МН. Pt = = ∑K ∑K m, χ, ΣΚ - величины, приведенные в таблице приложения 3. Необходимо определить, к какому варианту относится проектируемый двигатель, выбрать величины m, χ, ΣΚ и определить Pt, Pmax, Pmin. Затем найти σmax, σmin, σa, σm, а по ним - запас прочности nσ . Величину Kσ/εσ следует принимать 4...5,5. Значения nσ 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 Pпр = m ⋅ (1 − χ ) Pz′ гайки силовых шпилек надо завертывать динамометрическим ключом с моментом затяжки Mкл = Mр + Mт , где M р = Pпр dр 2 ⋅ tg (ψ + ρ ) = Pпр ⋅ A1 ⋅ 10 6 , Н м - момент, необходимый для создания осевого усилия и преодоления трения в резьбе; f D 3 − d c3 = Pпр ⋅ A2 ⋅ 10 6 , Н м - момент трения на M Т = Pпр ⋅ 1 ⋅ 2 3 D − d c2 торцевой поверхности гайки. A1, A2 - величины, представленные в приложении 5 для стандартных шпилек. 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 46 центр поршневой головки перемещался по оси цилиндра (см. рис. 19), а центр кривошипной головки - по окружности радиуса кривошипа. Траектории движения крайних точек кривошипной головки наносят на поперечный разрез двигателя. Аналогичную операцию несложно провести на компьютере. Одновременно с нанесением траектории определяют, задевает ли стержень шатуна за цилиндр. В случае задевания в цилиндре делают прорези для прохода шатуна. Рис.19. Определение траектории, описываемой деталями КШМ Поперечный размер картера и положение распределительного вала определяют из условия минимального расстояния (10...15 мм) между траекторией движения кривошипной головки и стенкой картера с 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; 47 разрабатывается нижняя часть картера, которая большей частью выполняется из штампованной стали толщиной 1...1,5 мм; форма и размер нижней части картера определяется принятой системой смазки (сухой или мокрый картер), емкостью масляной системы и размещением элементов системы смазки в соответствии с прототипом двигателя. После оформления разрезов блока цилиндра и картера заканчивают конструирование носка и хвостовика коленчатого вала вместе с их уплотнениями, маховиком, шкивами, храповиком и пр. 3.5. 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 подбором 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 без разрыва кинематической связи на всех режимах работы двигателя. Последнее обстоятельство требует внимательного подхода к расчету кинематики и динамики механизма газораспределения. Повышение долговечности деталей механизма газораспределения обеспечивается за счет подбора материалов, наиболее отвечающих условиям работы этих деталей; хорошего отвода тепла от клапанов (в первую очередь от выпускных); обеспечения достаточной смазки трущихся поверхностей деталей механизма; принудительного вращения клапанов и ряда других мероприятий. Конструирование механизма газораспределения сводится к разработке привода механизма, распределительного вала и фиксации его от осевых перемещений, толкателей, штанг, коромысел, клапанов и т.д. Размеры деталей механизма газораспределения определяются по размерам прототипа двигателя, по чертежам выполненных двигателей, справочникам и по данным, приведенным на рис.20. Принятые размеры обязательно должны уточняться расчетом. 48 а б Рис. 20. Основные конструктивные параметры (а) и модель (б) клапанной группы Распределительный вал. Распределительный вал (рис.21) обычно выполняется вместе с кулачками и элементами привода некоторых агрегатов (бензонасос, топливный и масляный насосы, прерывательраспределитель 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 или регулировочным болтом. Осевые перемещения верхнего вала ограничиваются буртиками. В этом случае подшипник выполняется со съемной крышкой. 49 Рис.21. Модели распределительных валов с приводными шестернями Распределительные валы в зависимости от их расположения могут приводиться 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. Заполняющее на 50...60% полость клапана легкоплавкое вещество (металлический натрий или специальные соли) во время работы двигателя плавится и энергично взбалтывается, что обеспечивает более интенсивный перенос тепла от головки к стержню клапана. В качестве материалов клапанов современных двигателей применяют стали марок: 40Х9С2, 40Х10С2М - для впускных; 45Х14Н14В2М, 55Х20Г2АН4, ЭП-332 - для выпускных. 50 В состав клапанной группы могут быть включены устройства, обеспечивающие вращение клапана с целью более равномерного износа уплотняющей кромки клапана. Коромысла. Коромысло представляет собой качающийся на неподвижной оси неравноплечий рычаг и служит для передачи усилий от кулачка (при верхнем расположении распределительного вала) или от штанги к стержню клапана. Толкатели. Толкатели могут быть выполнены плоскими, выпуклыми, опорную поверхность головки которых 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, или роликовыми. 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 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 чашечный стакан или рычаг. В таких конструкциях значительно уменьшается действие боковой силы на стержень клапана, и, следовательно, уменьшается износ стержня и направляющей втулки. Расчет механизма газораспределения сводится к определению проходных сечений клапанов и выполнению прочностных расчетов отдельных элементов. Определение проходных сечений. Расчетный режим - режим nN . Для обеспечения хорошего газообмена важно, чтобы проходные сечения клапанов имели достаточную величину. Поэтому перед тем, как нанести клапанный механизм на основные разрезы, следует прочертить варианты размещения клапанов, чтобы наиболее эффективно использовать площадь головки блока цилиндров. Достаточность проходного сечения горловины клапана проверяется по первой условной скорости: ′ = υп υ вп Fп D2 S ⋅ nN , м/с; υ п = , м/с. = υп ⋅ 2 30 iвп ⋅ f г iвп ⋅ d г 51 Необходимо, чтобы υ′вп = 50...80 м/с. Величина подъема клапана определяется по второй условной скорости в сечении по фаске клапана Fп , м/с, iвп ⋅ f кл ( f кл )α ф =30° = π ⋅ hк max (0,866 d г + 0,375 hк max - для клапанов с ′′ = υ п υ вп где углом фаски 30°; ( f кл )α =45° = π ⋅ hк max (0,707d г + 0,353hк max ф - для клапанов с углом фаски 45°. Необходимо, чтобы υ′′вп = 80...90 м/с (для современных быстроходных двигателей предельное значение скорости достигает 140 м/с). Ориентировочно максимальную величину подъема клапана можно находить из выражения hк max = (0,23...0,3) dг . Меньшие значения hк max относятся к αф = 30°, а большие - к αф = 45°. 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 ϕк и hт max между радиусами ro, r1 и r2 должно быть выдержано определенное соотношение, т.е. произвольно могут быть выбраны два из них. Обычно на основании статистических данных задаются величинами ro, и r1. ro = (1,5...2,0) hк max ; r1 = (10...18) hт max ; hт max = hк max lт /lк ; lт /lк - отношение плеч коромысла. r2 определяют аналитически при помощи зависимости (r + hт max )2 + (r1 − r0 )2 − r12 + (r0 + hт max )(r1 − r0 ) ⋅ 2 ⋅ Cos(ϕ к 2) , r2 = 0 2[r0 + hт max + (r1 − r0 ) ⋅ Cos(ϕ к 2 ) − r1 ] где ϕк = Θвпуска/ 2 - угол действия кулачка, определяемый по принятой диаграмме фаз газораспределения. При определении r2 надо иметь в виду, что максимальное его значение ограничено величиной r2 max, при которой r1→∞ , т.е. выпуклый профиль превратится в тангенциальный. r2 max = r0 − hт max ⋅ Cos(ϕ к 2 ) . 1 − Cos(ϕ к 2 ) 52 Профиль кулачка вычерчивается на отдельном эскизе 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 j 2 = j т2 l lк = −ω к2 (r0 + hт max − r2 ) к ⋅ Cosβ , lт lт а сила инерции, приведенная к клапану, Pj2 = −(mкл. м )к ⋅ j 2 = (mкл. м )к ⋅ ω к2 (r0 + hт max − r2 ) lк ⋅ Cosβ ⋅ 10−6 , МН, lт где (mкл.м)к - приведенная к клапану масса деталей клапанного механизма: (mкл.м) = (m′кл.м)к fГ , кг; (m′кл.м)к - конструктивная масса клапанного механизма; (m′кл.м)к = 200...300 кг/м2 - с непосредственным приводом; (m′кл.м)к = 400...500 кг/м2 - с приводом через толкатель, штангу и коромысло. ωк = π⋅n/60 - угловая скорость вращения кулачка на режиме максимальных оборотов, с-1 ; 2 fГ = π⋅dГ /4 - площадь горловины клапана, м2. Очевидно, сила пружины должна быть больше силы инерции на любом скоростном режиме. Pпр= k⋅Pj2 , где k = 1,5...2,25 - коэффициент запаса. После некоторых преобразований силу инерции можно выразить в виде д Pj2 = [ (mкл.м )⋅ ω к2 (r0 − r2 ) lк + (mкл.м )к ⋅ω к2 ⋅ hк 2 ]⋅10−6 , МН, lт откуда следует, что сила Pj2 линейно зависит от высоты подъема hк2. По такому же закону изменяется сила предварительно затянутой пружины: Pпр = Po + С h. Следовательно, пружину надо подбирать так, чтобы жесткость ее С и сила Po соответственно были равны: С = k(mкл.м)к⋅ωк2⋅10-6, МН/м, 53 Po = k (mкл. м )к ⋅ ω к2 (r0 − r2 ) lк ⋅10−6 , МН. lт Предварительная деформация f0 = P0 l = (r0 − r2 ) к , м. C lт Максимальная деформация f max = (r0 − r2 ) lк + hmax , м. lт Определение размеров пружины. Конструктивными параметрами пружины являются: средний диаметр Dпр, диаметр проволоки d, число витков i и шаг витка t. Обычно принимают Dпр = (0,8...0,9) dГ . Диаметр проволоки d определяют по формуле d =3 8 χ ⋅ Pпр max ⋅ Dпр πτ , где τ = 350...600 МПа, χ = 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. nτ = τТ (II область). τa +τm Величина запаса прочности nτ должна быть в пределах 1,2... 2,0. Число рабочих витков пружины определяется по максимальной деформации: G ⋅ d 4 ⋅ f max , iр = 3 8 Pпр max Dпр где G = (8...8,8) 104 МПа - модуль упругости второго рода. Полное число витков i = iр + (2...3). Шаг витка свободной пружины t = d + fmax/iр + ∆min, где ∆min = 0,5...0,9 мм - минимальный зазор между витками. Тогда высота пружины при полностью открытом клапане Lmin = i d + iр ∆min, а при закрытом клапане Lо = Lmin + hк max. 54 На верхние клапаны в большинстве случаев устанавливаются по две пружины. Диаметры пружин можно определять по соотношению (Dпр) н = (1,36...1,4) (Dпр) вн . Нагрузку между пружинами распределяют или поровну, или так, чтобы на внутреннюю пружину приходилось несколько меньше половины всей силы Pпр. (Pпр)вн = (0,35...0,5) Pпр ; (Pпр)н = (0,5...0,65) Pпр . Жесткость и предварительную деформацию каждой пружины выбирают так, чтобы суммарная характеристика обеих пружин обеспечивала необходимые значения Pо и Pmax . Последним этапом расчета пружины является проверка ее на резонанс. Условием отсутствия резонанса является соблюдение соотношения nс/nк.> 10, где nс - число собственных колебаний пружины в минуту; nк - частота вращения распределительного вала. Отношение nс/nк не должно быть целым числом. Величина nс определяется из выражения d , 1/мин. nc = 2,08 ⋅ 10 6 2 i р Dпр Здесь d и Dпр в см. В ГРМ современных ДВС применяются разнообразные по исполнению системы активного управления фазами газораспределения, высотой подъема клапанов. Проработка одной из таких конструкций может быть представлена в качестве специальной части проекта по личной инициативе или по заданию преподавателя. 4. 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 коленчатого вала (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 автомобильных двигателях применяются одно-, двух- и трехсекционные насосы. 55 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: 1. Из диаграммы Rшш = f(ϕ), построенной в динамическом расчете двигателя, определить среднюю силу за цикл (Rшш)ср - для выполнения теплового расчета подшипника, среднюю силу в петле максимальных нагрузок (R′шш)ср - для нахождения минимальной толщины масляного слоя и максимальную силу (Rшш)max- для обоснованного выбора антифрикционного материала. 2. Определить условные удельные давления. ′ )ср (Rшш (R ) (Rшш )ср , МПа; , МПа; K max = шш max , МПа, ′ = K ср K ср = d шш ⋅ lшп d шш ⋅ l шп d шш ⋅ l шп где dшш - диаметр шатунной шейки; lшп = lшш - (5...7) мм - длина опорной части вкладыша (взять из продольного разреза двигателя). 3. Выбрать антифрикционный материал вкладышей: при Kmax до 20 МПа - применять сплав АСМ; до 28 МПа - -- -АО-20 или АМO-1-20; до 32 МПа - -- -АО-6; до 35 МПа - -- -БРС30. 4. Выбрать масло, соответствующее прототипу двигателя и степени его форсирования. Виды масел, применяемых на отечественных двигателях, приведены в приложении 4. 5. Произвести тепловой расчет подшипника и определить температуру масла в масляном слое. Для этого: - задаться тремя значениями средних температур масла в масляном слое, например, 80, 90 и 100°С. При этом температуру масла на входе в подшипник tвх можно принять равной 70°С; - для выбранных температур и принятого масла по графику на рис. 22 определить вязкость µ; - задаться величиной диаметрального зазора ∆шш, руководствуясь следующим: ∆шш = ψ dшш , где ψ = (0,5...0,7) 10-3 - для карбюраторных двигателей, ψ = (0,7...1,0) 10-3 - для дизелей; 56 - для каждого значения вязкости масла определить коэффициент нагруженности φ : φ= K ср ⋅ψ 2 µ ⋅ω , где ω = π ⋅ n/30; Рис.22. Зависимости вязкости масла от температуры - по графику на эксцентриситетов χ ; рис. 23 57 найти значения относительных Рис. 23. Зависимости коэффициентов нагруженности от эксцентриситета - определить количество тепла, выделяющегося в подшипнике, для трех значений вязкости и относительных эксцентриситетов Qтр 2 µ ⋅ l шп ⋅ d шш ⋅ ω 2 ⋅ 103 =ξ , кДж/с, 2ψ f где ξ f - коэффициент сопротивления шипа вращению. Находим его по графику на рис. 24. 58 Рис. 24. Графики определения коэффициента сопротивления шипа вращению - определить количество тепла, отводимого от подшипника циркулирующим маслом: Qм = См ρм М⋅∆t, кДж/с, где См ρм можно принимать равным 1800...1900 кДж/м3 ; ∆t = tвых – tвх = 2 (tср – tвх) - перепад температур; ψ 2 M = (qТ + q н ) ⋅ l шп ⋅ d шш ⋅ω , 2 м3 /с - количество циркулирующего масла; qТ - коэффициент, учитывающий количество масла, протекающего через нагруженную зону подшипника. Он определяется из графика на рис. 25,а для каждого значения χ; P ψ2 d qн = β нас ⋅ шш µ ω lшп 2 - коэффициент, учитывающий масло, вытекающее из нагруженной зоны подшипника. Pнас - давление масла на входе в подшипник. Можно принимать: Pнас = (0,3...0,4) МПа - для карбюраторных двигателей; Pнас = (0,5...0,7) МПа - для дизелей; 59 β - коэффициент, который может быть определен из графика на рис. 25,б. а б Рис. 25. Завивимости коэффициентов qТ (а) и β (б) от χ Результаты расчета целесообразно свести в таблицу. Kср = ____ ; tвх = ___ ; Pнас= ___ ; масло: ___ ; lшп /dшп = ___ ; ψ = ____ tср tср1 tср2 tср3 µ φ χ ξf Qтр qТ β qн qн+qТ M ∆t Qм В итоге для каждого значения средней температуры будут получены значения тепла, выделяющегося в подшипнике Qтр и отводимого от него Qм . По полученным данным необходимо построить график (рис.26), на котором точка пересечения кривых Qтр и Qм и будет искомой средней температурой tср . 60 Рис. 26. График определения средней температуры масла 6. Для найденной средней температуры определить вязкость масла по рис.22. 7. Определить коэффициент нагруженности по удельному давлению в петле максимальных нагрузок. φ= ′ ⋅ψ 2 K ср µ ⋅ω 8. По графику φ = f(χ) на рис. 23 определить относительный эксцентриситет χ (для своего отношения lшп /dшш ). 9. Определить минимальную толщину масляного слоя hmin = ∆ шш (1 − χ ) , мкм. 2 Если в результате расчета минимальная толщина масляного слоя получится более 4 мкм, то спроектированный подшипниковый узел работоспособен. Масляный насос. На основании статистических данных циркуляционный расход масла через двигатель равен Vц = (10...14)⋅10-3 Nе, м3/ч. Действительная производительность масляного насоса должна быть в 2,5...3,5 раза больше циркуляционного расхода. Vд = (2,5...3,5) Vц , м3/ч. Исходя из величины действительной производительности, подбирают размеры шестерен масляного насоса в следующей последовательности: 1. Определяют теоретическую производительность. Vт = Vд /ηн, м3 /ч, где ηн = 0,7...0,8 - коэффициент подачи насоса. 61 2. Установив передаточное отношение привода насоса, определяют частоту вращения nн и, задавшись максимальной окружной скоростью на внешнем диаметре шестерен υг < 8 м/с, определяют наружный диаметр шестерен: Dг = 60 ⋅ υ г ⋅ 10 3 , мм. π ⋅ nн В соответствии с ГОСТом принимают модуль m (3,0; 3,5; 4,0; 4,25) и, учитывая, что Dг = m (z + 2), определяют число зубьев z. У большинства отечественных двигателей z = 7 или 8. 4. Определяют требуемую длину зуба b. b= Vт ⋅ 109 , мм. 2π ⋅ m 2 ⋅ z ⋅ nн ⋅ 60 У отечественных двигателей и лежит в пределах 24...40 мм. Мощность, необходимая для привода насоса, определяется по формуле V ( P − Pвх ) , кВт, N н = т вых 3600 ⋅ η м где ηм - механический к.п.д., ηм = 0,85...0,9; Pвых – Pвх = (0,3...0,6) МПа - перепад давлений. 5. 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. Проектирование элементов системы воздушного охлаждения (оребрение, вентилятор, дефлекторы и т.п.) ведется по указанию консультанта. 5.1. Расчет радиатора Поверхность охлаждения определяется из выражения радиатора, 62 омываемая воздухом, Qж ⋅ ϕ ′ , м2 , K ⋅ ∆t Qж = qж gе⋅10-3⋅Nе Hu /3600, Дж/с - теплота, отводимая в охлаждающую жидкость; qж - относительный теплоотвод: qж = 0,2...0,3 - для карбюраторных двигателей; qж = 0,16...0,25 - для дизелей; Hu - теплотворная способность топлива: Hu = 44⋅106 Дж/кг - для бензина; Hu = 42,5⋅106 Дж/кг - для дизельного топлива; gе - удельный расход топлива, г/кВт⋅ч; Nе - максимальная мощность двигателя, кВт. ϕ′ = 1,1 - коэффициент, учитывающий загрязнение радиатора; K - коэффициент теплопередачи, определяемый для различных видов охлаждающих решеток по графику (рис.27) в зависимости от массовой скорости воздуха, составляющей: wв ρв = 10...12 кг/м2 с - для радиаторов с относительно малым сопротивлением; wв ρв = 8...10 кг/м2 с - для радиаторов с большим сопротивлением; Fохл = где ∆t - температурный напор, т.е. разность температур жидкости и воздуха ∆t = tж.ср – tв.ср. Средняя температура жидкости tж.ср = tж.вх - ∆tж/2; tж.вх = 100°С; ∆tж = 6...10° , средняя температура воздуха tв.ср = tо + ∆tпр + ∆tв /2, tо = 45° С. ∆tпр =5...10 °С - подогрев воздуха за счет масляного радиатора, если он установлен перед водяным; ∆tв = Qж/(Fфр⋅wв⋅ρв⋅сp) - подогрев воздуха при прохождении его через радиатор системы охлаждения; сp = 1,005 103 Дж/кг⋅град - удельная теплоемкость воздуха; Fфр = B×H, м2 - поверхность фронта радиатора. Ее можно принимать, руководствуясь данными табл. 5. 63 Таблица 5 Параметры радиаторов некоторых автомобилей Автомобиль Nе, кВт Fохл , Fфр, Двигатель м2 м2 Москвич 34 7,12 0,18 ГАЗ-53 ЗМЗ-53 86,5 24,2 0,3 ЗИЛ-130 ЗИЛ-130 110 23,6 0,36 КамАЗ-5320 156 37,4 0,37 КрАЗ-257Б1 176,5 44 0,554 Даймлер - Бенц 236 35,5 2232 ФОРД-1000 214 40,3 - Fохл/Nе, м2/ кВт 0,21 0,28 0,21 0,245 0,249 0,15 0,188 Таким образом, определив все величины, можно найти общую поверхность охлаждения радиатора. Ориентировочно правильность выполненных расчетов можно проверить по величине удельной поверхности Fохл/Nе . Она должна быть равной примерно (0,2...0,3) м2/кВт (см. табл. 5). При известных размерах общей поверхности охлаждения и фронта радиатора его глубина определяется из выражения Fохл , м, l= Fфр ⋅ ϕ где ϕ - коэффициент компактности, м2/м3 . Его величина зависит от конструкции охлаждающей решетки и лежит в пределах ϕ = (600...1200) м2/м3 - для радиаторов автомобилей; ϕ = (370...600) м2/м3 - для радиаторов тракторов. После определения размеров радиатора необходимо подсчитать число трубок, найти их живое сечение и, задавшись скоростью жидкости в радиаторе wж = (0,5...0,7) м/с, определить число ходов жидкости в радиаторе. 5.2. Подбор вентилятора В автомобилях и тракторах применяются главным образом осевые вентиляторы. Их подбор осуществляется по следующей методике. Секундная производительность вентилятора Vв = Gв/ρв , м3/с, где Gв = Fфр⋅wж⋅ρв = Qж/(сp ∆tв) , кг/с. Потребная окружная скорость на периферии лопаток рабочего колеса 64 U = ψ ∆P / ρ в , м/с. ψ = 2,8...3,5 - для плоских лопастей; ψ = 2,2...2,9 - для криволинейных лопастей. ∆P = (400...800) Па. Наружный диаметр вентилятора Dв следует принимать равным наименьшему размеру лобовой поверхности B или H. Частота вращения вентилятора 60 ⋅ U , мин-1 . nв = π ⋅ Dв Диаметр втулки вентилятора dв можно найти из уравнения π Vв = С а ⋅ U ⋅ Dв2 − d в2 , 4 где С а - относительная осевая скорость воздуха в вентиляторе; ( ) С а = 0,2...0,3 - для штампованных вентиляторов; С а = 0,3...0,45 - для литых профилированных лопастей. Угол наклона лопастей принимается равным 30...40° , а ширина лопасти - 50...80 мм. Мощность, потребляемая вентилятором, Nв = Vв ⋅ ∆P ⋅ 10 −3 , кВт, ηв где ηв - к.п.д. вентилятора; ηв = 0,2...0,4 - для штампованных вентиляторов; ηв = 0,55...0,6 - для вентиляторов с литыми профилированными лопастями. Потери на привод вентилятора не должны превышать 5...8%. В двигателях воздушного охлаждения площадь поверхности охлаждения цилиндров и головок составляет (400...600) 10-4 м2 /кВт - дизели, -4 (550...800) 10 м2 /кВт - карбюраторные двигатели. Удельный расход охлаждающего воздуха (55...75) м3/кВт⋅ч – дизели; (70...90) м3/кВт⋅ч - карбюраторные двигатели. Сопротивление воздушного тракта ∆P составляет 750...1000 Па. 65 6. УКАЗАНИЯ ПО ОФОРМЛЕНИЮ ЧЕРТЕЖЕЙ ПРОЕКТА При разработке в рамках проекта 3D – модели ДВС чертежи не распечатываются. Изображения модели в виде рисунков помещаются в пояснительную записку. Для 3D модели двигателя желательно представить анимацию сборки двигателя, что может являться специальной частью проекта. Для традиционного представления результатов конструирования ДВС в форме 2D – модели чертежи поперечного и продольного разрезов двигателя должны выполняться в соответствии с ГОСТ 2.109-68. Формат чертежа А1 или А0, масштаб 1:1. Графическое оформление чертежей должно отвечать следующим основным требованиям: 1. Соблюдение существующих чертежных стандартов и ЕСКД. 2. Конструкцию всех сборочных единиц и деталей вычерчивать в масштабе 1:1. 3. Проработка конструкции должна быть достаточно полной и содержать необходимое число видов с разъясняющими сечениями, разрезами и выносками. Каждое изображение должно быть насыщено содержанием. На чертежах должны быть проставлены габаритные размеры двигателя (длина, ширина, высота), а также D и S (или r). К чертежам необходимо составить спецификацию в соответствии с ГОСТ 2.108-68. Спецификация составляется на отдельных листах формата А4 и прилагается к пояснительной записке, позиции сборочных единиц и деталей проставляются на сборочном чертеже. На чертежах должны быть представлены технические требования. Основная надпись чертежей (ГОСТ 2.104-68). Для всех видов чертежей ГОСТ предусматривает одну основную надпись, которую размещают в правом нижнем углу чертежа. После тщательной проверки разрезов двигателя с точки зрения соблюдения правил ЕСКД и соответствия размеров элементов расчетным и заданию, по согласованию с руководителем производится распечатка чертежей. 66 7. УКАЗАНИЯ ПО ОФОРМЛЕНИЮ ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ (ГОСТ 2.106-68) Пояснительную записку окончательно оформляют на основе черновых записей, которые составляют в процессе проектирования. Пояснительную записку оформляют на одной стороне стандартной бумаги формата А4 (297 х 210 мм). Шрифт Times New Roman, 14. Пояснительная записка может быть представлена в рукописном исполнении, что не является основанием для снижения оценки. На всех страницах пояснительной записки необходимо оставить поля: слева - 25 мм, справа - 15 мм, сверху и снизу - по 20 мм. Пояснительная записка должна содержать: - титульный лист, оформленный на бланке. На обратной стороне титульного листа оформляется задание на проект, подписанное руководителем с указанием даты выдачи задания. Здесь же оформляется краткий отзыв руководителя о работе студента над проектом; - реферат; - содержание; - введение; - основную часть с результатами расчетов двигателя, его элементов и систем; - заключение; - список использованных источников; - приложения. Расчет каждой детали и элемента системы сопровождается подзаголовком, который необходимо подчеркнуть. Расчет должен быть представлен в следующем виде: - исходные данные; - методика расчета (расчетная схема, принятые допущения, расчетный режим); - результаты вычислений, представленные по форме: формула, численные значения величин, результат, размерность; - анализ результатов и выводы. Любой раздел пояснительной записки должен заканчиваться заключением, выводом и/или рекомендациями. Не допускается завершение раздела формулой, рисунком или таблицей. Оформленная пояснительная записка и чертежи подписываются автором разработки и представляются руководителю на проверку и подпись. 67 8. ЗАЩИТА КУРСОВОГО ПРОЕКТА При защите курсового проекта необходимо кратко доложить основные параметры и особенности конструкции спроектированного двигателя, а также обосновать принятые в процессе проектирования решения. Студент должен знать конструкцию каждого узла, его преимущества и недостатки. Он должен знать тенденции развития двигателестроения и разбираться в расчетах. Защита проекта, выполненного в виде 3D модели, производится с использованием компьютера и сопровождается заранее подготовленной презентацией. Желательно в состав презентации включить анимацию сборки двигателя. ЛИТЕРАТУРА Павлов А.В., Корси Е.К. Учебное пособие по курсовому проектированию двигателей внутреннего сгорания./МАДИ.-М., 1987. -100 с. 2. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей / Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова.- М.: Машиностроение, 1984. 3. Конструкция и расчет автотракторных двигателей / Под ред. Ю.А. Степанова.-М.: Машиностроение, 1964. 1. 68 Механические свойства конструкционных материалов Марка материала 45 45Г2 65Г 38ХА 40Х 40ХН 40ХНМА 50ХФА 12ХН3А 18Х2Н4ВА СЧ 15-32 СЧ 24-44 СЧ 32-52 ВЧ 50-1,5 ВЧ 50-2 σв МПа 600...750 700...900 820...1000 860 730...1050 1000...1450 1000...1700 1150...1400 950...1400 1150...1400 150 240 320 500 500 σт МПа 340 410 800 690 650...900 800...1300 850...1600 900...1200 700...1100 850...1200 380 380 σ-1 МПа 250...340 310...400 380 320...480 460...600 500...700 550...630 420...640 540...620 70 120 140 - 69 σ-1z МПа 190...250 210 240...340 340...420 300 380 - τт МПа 220 260 500 390 700 700...800 400 550 - τ-1 МПа 150...200 180...220 300...380 210...260 240 270...380 300...400 220...300 300...340 50 100 110 - При отсутствии данных ориентировочные значения прочностных характеристик материалов можно определить по пределу прочности σв с помощью следующих зависимостей: для сталей: σт = (0,75...0,85)σв σ-1 = (0,4...0,5)σв σо = (1,4...1,6)σ-1 σ-1z = (0,7...0,8)σ-1 σоz = (1,5...1,8)σ-1z τ-1 = (0,5...0,6)σ-1 τо = (1,4...2,0) τ-1 для чугунов: σ-1 = 0,45σв σ-1z = (0,6...0,7)σ-1 τ-1 = (0,75...0,8)σ-1 τт = (0,2...0,6) σв Напряжения, МПа 400 600 800 1000 1200 1400 Растяжение ασ 0,108 0,132 0,156 0,180 0,204 0,228 Диаметр вала, мм 25 50 100 150 Обработка Полирование Шлифование Грубое точение Без обработки Изгиб ασ 0,201 0,212 0,223 0,234 0,245 0,256 Кручение ατ 0 0 0,08 0,10 0,16 0,18 Масштабный фактор ε′σ ε′τ 0,85...0,9 0,85 0,75...0,8 0,75 0,65...0,75 0,65 0,55...0,65 0,55 Технологический фактор ε′′σ 0,85...0,9 0,75...0,8 0,65...0,75 0,55...0,65 70 ε′′τ 0,85 0,75 0,65 0,55 Обозначение Наружн. диаметр, мм М10 10 М12 12 М14 14 М16 16 М18 18 Шаг резьбы, мм 1,25 1,0 1,5 1,25 1,5 1,0 1,5 1,0 1,5 1,0 Параметры метрических резьб Диаметры, мм Площ. сечен. по dвн, Средний Внутр. Fop, мм2 dср dвн 9,188 8,647 58,69 9,350 8,918 62,43 11,026 10,376 84,5 11,180 10,647 88,98 13,026 12,376 120,23 13,350 12,918 130,99 15,026 14,376 155,0 15,350 14,918 174,7 17,026 16,376 210,5 17,350 16,918 224,68 71 tg (ψ+ρ) A1, мм A2, мм 0,266 0,256 0,266 0,256 0,259 0,257 0,254 0,243 0,249 0,238 1,22 1,2 1,47 1,43 1,69 1,715 1,91 1,86 2,12 2,06 1,14 1,14 1,28 1,28 1,43 1,43 1,66 1,66 1,85 1,85 Конструк т. схема 1 2 3 Блоккартер Варианты крепления головки блока Короткими шпильками (болтами) Материал блока Длинными шпильками Чугу н Блок цилиндро в отдельно от картера Длинными силовыми шпильками Цилиндр воздушн. охлажд. Вместе с цилиндром длинными силовыми шпильками Чугу н Ал. Спла в Чугу н Ал. Спла в Чугу н Приложение 3 Данные к расчету силовых шпилек МатеK2 Κo Κ′o Κ1 K′2 риал головки блока ×10 -3 ×10 -3 ×10 -3 ×10 -3 ×10 -3 K3 ×10 -3 K2+K′2 +K3 ×10 Чугун Ал. Сплав Чугун Ал. Сплав Ал. Сплав 2,8 2,8 0,029 0,29 0,038 0,071 0,029 0,47 0,038 0,071 5,8 5,8 5,8 Чугун Ал. Сплав Ал. Сплав 6,53 0,028 0,218 0.019 0.024 0,59 6,53 0,028 0,366 0,019 0,024 0,59 Чугун Ал. сплав 14,73 0,037 0,555 0,004 14,73 0,037 0,758 0,004 - -3 ΣK ×10 m χ -3 Pt -5 ×10 МН 0,109 0,109 3,23 3,41 1,5 1,5 0,034 0,032 0,028 0,15 0,028 0,25 0,01 0,022 0,314 0,346 0,01 0,022 0,314 0,346 6,32 6,42 2,5 2,5 0,055 0,054 1630 0,028 0,25 0,01 0,022 0,529 0,561 6,64 2,5 0,085 4000 7,41 7,55 7 7,95 8 2,5 0,085 2,5 0,0838 1310 0,633 0,633 6,53 0,028 0,366 0,019 0,024 0,991 1,034 - 2,5 0,13 3650 1,934 1,938 17,262 2,0 1,934 1,938 17,465 2,0 0,113 860 0,11 1842 Κ′o - податливость шайбы; K′2 - податливость блока на участке заглубления шпильки 72 - Приложение 4 Марка автомобиля МеМЗ-966, -968 АЗЛК-408 АЗЛК-412, ГАЗ14 ВАЗ-2101, -2103 ГАЗ-24 ЗИЛ-130 ЯМЗ-236, -238 КамАЗ-740, -741 ЯМЗ-КАЗ-642 ЗИЛ-645 Масла автомобильных двигателей Рекомендуемые марки масла всесезонно лето зима М-12Г1 М-8Г1 М-8Б1У; М-8Б1 М-12Г1 М-8Г1 М-6з/10Г1 М-6з/10Г1 М-8Б1У; М-8В1 - 73 М-12Г1 М-12Г1 М-10В; М-10В2 М-10Гфл; М-10Г2 М-10Гфл; М-10Г2 М-10Г2К М-8Г1 М-8Г1 М-8В; ДС-8 М-8Гфз М-8Гфз
