Образец записки по КП ДВС 2021

МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
(МАДИ)
Кафедра «Теплотехника и автотракторные двигатели»
Курсовой проект по дисциплине
«Энергетические установки наземных
транспортно-технологических средств»
Студент
Гунин И.О.
Группа
4А4
Руководитель Ерещенко В.Е.
Москва 2021
МАДИ
Задание на курсовой проект по дисциплине «Энергетические установки наземных
транспортно-технологических средств»
Группа
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
4А4
Студент
Гунин И.О.
Тип двигателя
Наддув
Тип системы охлаждения
Дата выдачи
5.02.2021
ДсИЗ
Нет
Жидкостная
Распределённое впрыскивание топлива во впускной
Тип топливной системы
трубопровод
Число клапанов на цилиндр
2
Тип камеры сгорания
Клиновая
Число и расположение
4L
цилиндров
Номинальная мощность
Ne = 75 кВт
двигателя
Номинальная частота враnном = 5700 мин-1
щения
Степень сжатия двигателя
ε = 9,5
Коэффициент
α = 0,96
избытка воздуха α
Уровень форсированности
Прототип двигателя
‒
2
РАЗДЕЛ 1. РАСЧЁТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ................................ 4
1.1. Параметры рабочего тела............................................................................... 4
1.2. Процесс впуска................................................................................................ 4
1.3. Процесс сжатия ............................................................................................... 5
1.4. Процесса сгорания .......................................................................................... 5
1.5. Процесса расширения..................................................................................... 6
1.6. Расчет индикаторных показателей двигателя .............................................. 6
1.7.Расчет эффективных показателей ДВС ......................................................... 7
1.8. Расчет теплового баланса двигателя ............................................................. 8
1.9.Построение индикаторной диаграммы .......................................................... 9
РАЗДЕЛ 2. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ ................................. 13
2.1. Массы подвижных элементов КШМ ............................................................ 13
2.2. Силы, действующие в КШМ ......................................................................... 13
2.3. Силы N, K, T .................................................................................................... 14
2.4. Полярная диаграмма силы Rшш, действующей на шатунную шейку
коленчатого вала .................................................................................................... 15
2.5. Диаграмма износа шатунной шейки ............................................................. 15
РАЗДЕЛ 3. КОНСТРУИРОВАНИЕ И ОЦЕНКА РАБОТОСПОСОБНОСТИ
ЭЛЕМЕНТОВ ДВИГАТЕЛЯ ................................................................................ 16
3.1. Поршневая группа .......................................................................................... 16
3.1.1. Поршень ........................................................................................................ 16
3.1.2. Поршневой палец ........................................................................................ 19
3.1.3. Поршневые кольца....................................................................................... 22
3.2. Шатунная группа ............................................................................................ 24
3.2.1. Шатун ............................................................................................................ 25
3.2.2. Шатунные болты .......................................................................................... 33
3.3. Коленчатый вал ............................................................................................... 36
3.4. Маховик ........................................................................................................... 40
3.5. Корпус двигателя ............................................................................................ 40
3.6. Газовый стык ................................................................................................... 46
3.7. Механизм газораспределения ........................................................................ 51
3.8. Система смазывания ....................................................................................... 65
3.9. Система охлаждения....................................................................................... 69
Приложения ............................................................................................................ 73
Литература .............................................................................................................. 74
3
РАЗДЕЛ 1. РАСЧЁТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ
4
5
6
7
8
9
10
11
12
РАЗДЕЛ 2. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ
13
14
15
РАЗДЕЛ 3. КОНСТРУИРОВАНИЕ И ОЦЕНКА РАБОТОСПОСОБНОСТИ
ЭЛЕМЕНТОВ ДВИГАТЕЛЯ
3.1. Поршневая группа
В состав поршневой группы входят поршень, поршневой палец с элементами
его фиксации, компрессионные и маслосъёмные кольца.
3.1.1. Поршень
Поршень обеспечивает необходимую для эффективной организации рабочего
процесса форму камеры сгорания. Его днище воспринимает давление газов, развивающееся в надпоршневом пространстве при реализации в нем рабочего цикла, и через
палец передаёт усилие на шатун.
Поршень воспринимает высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки;
работает при высоких относительных скоростях перемещения элементов поршня по
зеркалу цилиндра при больших удельных давлениях между ними.
Для изготовления поршня использован высококремнистый силуминАК12Д(Е=0,7105 МПа, G=2,65104МПа, =0,3, α=1710-6 1/град.).
Заготовка поршня ‒отливка в металлическую форму. После механической обработки конструкция поршня подвергаются старению для повышения твердости,
прочности и износостойкости, а также для предупреждения коробления при эксплуатации.
Поршень имеет плоское днище. В уплотнительном поясе расположено два
компрессионных и одно маслосъёмное кольцо. В днище канавки маслосъёмного
кольца в зоне рабочих поверхностей просверлено 6 дренажных отверстий 2 мм.
Головка поршня по высоте имеет ступенчатую форму; в плане–эллипс с большей осью в направлении оси поршневого пальца.
Юбка поршня ‒бочкообразная по образующей в плане имеет форму эллипса, с
большей осью ‒ оси поршневого пальца. Для облегчения поршня, увеличения его
износостойкости, а также с целью уменьшения потерь на трение, на укороченных нерабочих поверхностях выполнены холодильники. Рабочие поверхности юбки покрыты электролитическим слоем сплава олова с индием.
Для термостабилизации зазора между юбкой поршня и зеркалом цилиндра в
верней зоне юбки залито армирующее стальное кольцо.
Подгонку поршней по массе осуществляют снятием металла с прилива на
внутренней поверхности юбки.
Основные размеры элементов поршня определялись по статистическим данным
исходя из величины диаметра цилиндра D = 91 мм [3] с использованием САПР ДВС
(рис. 3.1, 3.2).
16
Эскизная проработка конструкции поршневой группы приведена на рис. 3.2.
Рис 3.1. Исходные данные и эскиз схемы кривошипно-шатунного механизма
(САПР ДВС)
17
Рис 3.2. Исходные данные и эскиз поршневой группы (САПР ДВС)
 высота поршня Н
Н  (0,6…0,8) D = 0,8D = 66 мм;
 толщина днища поршня 
18
  (0,06…0,09) D = 0,09D = 6 мм;
 высота жарового пояса h
h  (0,03…0,08) D = 0,07D = 6 мм;
 толщина первой межкольцевой перемычки hп1
hп1  (0,04…0,05) D = 0,05D = 4 мм;
 высота канавок компрессионных колец и толщина второй межкольцевой
перемычки bк hп2 .
bк  hп2  1,00…1,75= 1,5 мм;
 расстояние от оси поршневого пальца до днища поршня h1
h1  (0,3…0,6) D = 32 мм;
 расстояние между бобышками b
b  (0,25…0,4) D = 30мм;
 высота канавки маслосъёмного кольца hм  4,5 мм;
 расстояние от оси поршневого пальца до обреза юбки h2
h2  H  h1  34 мм;
 высота юбки поршня hю
hю  (1.47…1.56) h2 = 1,56  h2 =52,5мм.
Оценка износостойкости юбки поршня
Производится по среднему удельному давлению в сопряжении юбка поршня –
зеркало цилиндра.
Расчётный режим: Mеmax ; nм .
𝑞ю =
𝑁𝑚𝑎𝑥
ℎю ⋅𝐷
=
2,8⋅10−3
52,5⋅10−3 ⋅91⋅10−3
= 0,586 МПа.
Величина N max берётся из динамического расчёта;
 характерная величина qю для двигателей с искровым зажиганием
qю  (0,5 … 0,8) MПa.
Удельное давление между юбкой поршня и зеркалом цилиндра находится в
статистически рекомендуемых пределах.
3.1.2. Поршневой палец
Поршневой палец является элементом шарнирного сочленения поршня с шатуном.
Во время работы двигателя палец подвергается воздействию переменных
нагрузок от газовых и инерционных сил, имеет большие относительные скорости в
бобышках поршня при высоких удельных давлениях между элементами сопряжения.
19
В соответствии с указанными условиями работы к конструкции поршневого
пальца предъявляются требования высокой усталостной прочности, жёсткости и износостойкости при минимальной конструктивной массе.
В двигателе применены поршневые пальцы плавающего типа, обеспечивающие
равномерный износ пальца по периметру его контактных поверхностей. Их применение упрощает также процедуру сборки-разборки узла «палец-поршень-шатун». Палец фиксируется от осевых смещений в бобышках поршня стопорными разрезными
пружинными кольцами круглого сечения.
Материал поршневых пальцев ‒ среднеуглеродистая сталь марки 40ХН.
Для повышения поверхностной твёрдости и износостойкости наружную поверхность пальца закаливают ТВЧ на глубину 1 мм.
Для уменьшения концентрации напряжений рабочая поверхность пальца полируется.
Оценка работоспособности поршневого пальца при принятых его конструктивных размерах производится для автомобильных двигателей на режиме максимального крутящего момента Mеmax ; nм .
Поршневой палец
Все размеры пальца для расчета были взяты из САПР ДВС (рис. 3.2).
 длина пальца
п
п
 (0,85…0,9) D = 0,855D = 78 мм;
 наружный диаметр пальца d пн
d пн  (0,2…0,28) D = 0,253D = 22 мм;
 внутренний диаметр пальца dпв
d пв  (0,65…0,75) d пн =0,65 d пн =0,6522 = 14,3мм

dпв
 0,65.
dпн
Правильность принятого при компоновке узла наружного диаметра пальца d пн ,
а также длин опорных участков бобышек поршня ‒
би
верхней головки шатуна – 
проверяется по удельным давлениям в бобышках поршня qб и в поршневой головке
шатуна qш , характеризующим их износостойкость.
qб 
P
2dпн
.
б
𝒒б =
0,0366
2∙0,022∙0,024
= 34,66 МПа
где P – сила, прижимающая палец к бобышкам поршня.
20
P  0,85  pz max  Fп  mб п  r  2м  1     106 .
P=0,85·7,412·0,006504-0,510·0,039·417,622·(1+0,26) ·10-6=0,0366 МН
mбп  0,7  mп  0,7728=0,510 кг;
mб п  0,510 кг ‒ масса поршневой группы без поршневого пальца.
mп  0,728 кг ‒ масса поршневой группы;
𝝎М =
𝝅 ∙ 𝒏𝑴 3,14 ∙ 3990
=
= 417,62 рад⁄с ;
𝟑𝟎
30
nм  0,7 nном  0,7  5700=3990 мин-1;
 опорная длина бобышки поршня,
б
 0 ,5 
п
б,м
 b   0.5(78 ‒ 30)=24 мм = 0,024 м.
 расстояние между бобышками b , мм
b  (0,25...0,40) D = 30 мм;
𝑷′
0,0347
=
= 40,66 МПа;
𝒂 ∙ 𝒅пн 0,026 ∙ 0,022
 сила, прижимающая палец к верхней головке шатуна P  , МН
𝒒ш =
P'  0,85  pz max  Fп  mп  r  2м  1     106 .‒ Для ДсИЗ
P’=0,85,4120,006504-0,7280,039417,622(1+0,26) 10-6=0,0347 МН.
а  b  (0,03...0,05) D = 30 ‒ 0.05D = 0,026 м.
Значения qб и qш , характерные для двигателей аналогичной конструкции
qб  30…35 МПа,
qш  35…40 МПа.
Правильность выбора величины  , определяющей внутренний диаметр пальца
dпв , оценивается по следующим параметрам:
 напряжения изгиба ‒  и и среза ‒
и 
𝝈и =
и 
P
п
 2b  1,5a 

3
1,2dпн
1  4

 , МПа.
.
0,0366 ∙ (0,078 + 2 ∙ 0,03 − 1,5 ∙ 0,026)
= 345,19 МПа;
1,2 ∙ 0,0223 ∙ (1 − 0,654 )

.
1   
0,85 P 1     2
2
dпн
4
21
0,85 ∙ 0,0366 ∙ (1 + 0,65 + 0,652 )
𝝉и =
= 160,3 МПа;
0,0222 ∙ (1 − 0,654 )
 напряжение овализации‒  ов , МПа.

1+ α 1+ 2α   1   1,5  15 α  0,4 3 
P
  0,19

 .
2

d
1α


п пн
1+ α  α


(1 + 0,65) ∙ (1 + 2 ∙ 0,65)
0,0366
1
=
∙ [0,19 ∙
−
]х
(1 − 0,65)2 ∙ 0,65
0,078 ∙ 0,022
1 − 0,65
 ов 
𝝈ов
х[1,5 − 15 ∙ (0,65 − 0,4)3 ] = 116,02 МПа.
 величина максимальной диаметральной деформации пальца dmax , м
3
0,09 P  1    
3
 dmax 

 1,5  15    0,4   .
п E  1  
0,09 ∙ 0,0366
1 + 0,65 3
∆𝒅𝒎𝒂𝒙 =
×(
) ∙ [1,5 − 15 ∙ (0,65 − 0,4)3 ] = 0,0000254 м.
5
0,078 ∙ 2,2 ∙ 10
1 − 0,65
Характерные значения напряжений и деформации поршневых пальцев современных двигателей
 и  250…500 МПа;
и  120…250 МПа;
 ов  110…200МПа;
 d max  (0,001…0,002) d пн  (0,02…0,05)10-3м.
Все расчётные параметры, характеризующие напряжённо-деформированное
состояние спроектированного поршневого пальца, укладываются в статистические
рекомендуемые пределы.
3.1.3.Поршневые кольца
Компрессионные кольца предназначены для герметизации надпоршневого пространства и предотвращения прорыва газов в картер двигателя.
Маслосъёмные кольца служат для предотвращения попадания излишнего количества масла в камеру сгорания и распределения масла по зеркалу цилиндра.
Компрессионные кольца работают в условиях плохой смазки при высоких температурах и имеют высокие скорости перемещения по зеркалу цилиндра при значительных удельных нагрузках.
В соответствии с отмеченными выше условиями работы к их конструкции
предъявляются следующие требования: жаропрочность, высокая износостойкость,
быстрая приработка рабочей поверхности кольца к зеркалу цилиндра, сохранение
упругости на длительном периоде эксплуатации.
22
В уплотняющем поясе головки поршня устанавливается два компрессионных
кольца: верхнее ‒ с бочкообразной рабочей поверхностью молибденовым покрытием
и нижнее – минутное, а также одно маслосъёмное кольцо браслетного типа с тангенциальным расширителем(в нижней зоне головки поршня).
Кольца имеют прямоугольный замок с зазором   0,1 мм в рабочем положении.
Кольца изготавливаются из легированного чугуна с пластинчатым графитом с
добавками Mn; Ni и Cr для повышения жаропрочности и износостойкости.
Кольца отливают индивидуально с минимальными припусками на механическую обработку и затем обрабатывают по копиру. После закалки и отпуска в них вырезают замок. Окончательное шлифование поверхностей кольца производят после
напыления износостойкого материала.
Форма кольца обеспечивает грушевидную эпюру его давления на зеркало цилиндра.
 высота поршневых колец bк , мм
bк  1,0…1,75 мм.
 радиальная толщина t:
t = (0,040…0,045)D = 0,043591 = 4 мм.
D/t = 22,75 (при D = 91 мм).
 относительное пружинение компрессионного кольцаS0/t
S0/t =3…4=3,где S0 = S  δ ,S – зазор в замке кольца в свободном состоянии.
Работоспособность кольца устанавливается на основе расчётного определения
средней величины удельного давления кольца на зеркало цилиндра pcp , напряжений
в его конструкции в рабочем состоянии  max и при надевании на поршень * max .
 среднее удельное давление, оказываемое кольцом на зеркало цилиндра pcp ,
МПа
S0
0,425
t
pср 
E
.
3
3 D D

  1
t  t

0,425
3
∙ 1,2 ∙ 105 ∙
= 0,233 МПа.
3 − 0,2
22,75 ∙ (22,75 − 1)3
 коэффициент формы эпюры давления на зеркало цилиндра  ;
𝒑ср =
для колец с грушевидной эпюрой давления   0,2;
 модуль упругости материала кольца Е, МПа;
23
E = (1,0…1,2)105МПа;
Выбираем E = 1,2105МПа;
Характерные значения pcp = 0,13…0,23 МПа.
pcp укладывается в рекомендуемые пределы.
 максимальные напряжения в кольце в рабочем состоянии  max , МПа
S0
t
1,275
E
.
2
3  D

  1
 t

1,275
3
=
∙ 1,2 ∙ 105 ∙
= 346,53 МПа.
3 − 0,2
(22,75 − 1)2
 max 
𝝈𝒎𝒂𝒙
Характерные значения max  300…400 МПа.
 max укладывается в рекомендуемые пределы.
 напряжения в кольце при его надевании на поршень max , МПа
max 
3,9
E
m
1
S0
1
3   t
D

  1
 t

2
.
3
1−
3,9
3,14∙(3−0,2)
5
𝝈′𝒎𝒂𝒙 =
∙ 1,2 ∙ 10 ∙
= 415,12 МПа;
1,57
(22,75 − 1)2
 коэффициент, зависящий от способа надевания кольца на поршень m
m  1,57 при надевании кольца с помощью специального приспособления.
Характерные значения max  400…450 МПа. max укладывается в рекомендуемые пределы.
Из приведённых расчётов следует, что радиальная толщина кольца и величина
его пружинения выбраны правильно.
3.2. Шатунная группа
В состав группы входят шатун, крышка кривошипной головки, втулка верхней
(поршневой) головки, подшипниковые вкладыши, шатунные болты и элементы их
фиксации.
3.2.1.Шатун
Назначение шатуна‒ передача усилий от возвратно-поступательно движущегося поршня к вращающемуся коленчатому валу.
24
В процессе работы двигателя шатун испытывает интенсивные знакопеременные нагрузки от газовых, инерционных сил и от давления в результате натяга от запрессованной в его поршневую головку бронзовой втулки.
К конструкции шатуна предъявляются следующие требования:
 высокая жёсткость, обеспечивающая надёжную работу тонкостенных подшипниковых вкладышей и шатунных болтов;
 минимальные габаритные размеры и масса;
 высокая усталостная прочность;
 возможность прохождения кривошипной головки через цилиндр при монтаже.
Шатун изготовлен из конструкционной стали 40Х.Заготовки шатунов получают
ковкой в штампах и подвергают термической (нормализация) и механической обработке. После механической обработки ‒ закалка с высоким отпуском. Для повышения
усталостной прочности поверхность шатунов подвергается дробеструйной обработке.
Конструктивно шатун выполнен со стержнем двутаврового сечения, с разъёмной кривошипной головкой с прямым плоским разъёмом.
Крышка кривошипной головки крепится двумя шатунными болтами и фиксируется от боковых смещений призонным пояском на шатунных болтах.
В поршневую головку шатуна запрессована тонкостенная  вт  (1…3)мм подшипниковая втулка из свинцовистой бронзы Бр.С30. Зазор между пальцем и бронзовой втулкой назначается в пределах  = (0,0004…0,0010) d п .
Шатуны подбирают из условий, чтобы входящие в комплект двигателя экземпляры имели минимальную разницу по массе и положению центра масс. Верхнюю и
нижнюю головки шатунов подгоняют по массе с отклонением ±2 г. посредством удаления лишнего металла с бобышек приливов крышки шатуна и его верхней головки.
Конструктивные параметры элементов шатуна определялись по статистическим данным для двигателей аналогичной конструкции [3] с использованием САПР
ДВС (рис. 3.3).
Эскиз элементов шатунной группы приведён на рис. 3.4.
Верхняя головка шатуна
 диаметр отверстия под подшипниковую втулку d
d  d  (3...5) мм  22+ 5=27мм;
 диаметр головки Dг
Dг  (1, 25...1,40) d  34мм;
25
Рис. 3.3. Расчетная схема и геометрические размеры шатуна (САПР ДВС)
26
Рис.3.4. Эскиз шатунной группы (САПР ДВС)
 ширина головки a
a  b  (2...3) мм  30-2=28 мм;
угол заделки  з
 з  90°…130°. Принимаем110°.
Стержень шатуна
 ширина двутавра в среднем сечении hш
hш  (0,65...0,75) Dг  25 мм;
 ширина полки двутавра в среднем сечении bш
hш / bш =1,3…1,7=1,39
bш = hш /1,39=18 мм;
 толщина стержня – aш и полки‒ tш двутавра
aш  2,5…4 мм=4 мм;
tш = 3 мм
 ширина двутавра в минимальном сечении hшmin
hшmin  (0,55...0,65) Dг  20 мм.
27
Кривошипная головка шатуна
 ширина hкг
hкг  D  (1,0 ...7,0) мм = 87 мм;
 расстояние между центрами шатунных болтов С
С=dшб+ 2tшв+ 2bшв+ dшш = 12+2*2+2*1+55 = 73 мм (Обозначения из САПР
ДВС)
 диаметр шатунной шейки dшш
dшш  (0,6 ...0,7) D = 55 мм; Из САПР
 диаметр отверстия под вкладыши Dшп
Dшп  dшш  (2...6) мм = 55+4=59 мм.
Оценка работоспособности элементов шатуна и корректировка его конструктивных параметров производится по запасам прочности при повторно-переменном
нагружении его поршневой головки и стержня.
Расчётным режимом является режим номинальной мощности – Nеном , nном .
Оценка работоспособности поршневой головки шатуна и корректировка его
конструктивных параметров производится по запасам прочности при повторнопеременном её нагружении.
Расчёт коэффициента запаса прочности поршневой головки шатуна производится для наиболее нагруженной точки её наружной поверхности в сечении её перехода проушины в стержень шатуна
 напряжения от технологического и теплового натяга втулки а
2d 2
.
а  p 2
Dг  d 2
272
𝝈′𝒂 = 53,5 ∙ 2
= 182,68 МПа,
34 − 272
где p – удельное давление втулки на головку.
p
  t
2
 Dг2  d 2

d 2  dпн




 2

2
2
2
D

d
d

d

пн
d  г



Eш
Eвт




.
28
0,07 + 0,0262
𝒑=
342 +272
+0,3
342 −272
2∙105
27 ∙ (
+
272 +222
−0,3
402 −322
1,05∙105
= 53,5 МПа.
)
  0,3 ‒ коэффициент Пуассона.
Eш  (1,87…2,16)105 = 2  105 МПа;
Eвт  (1,03…1,18)105 = 1,05105 МПа;
Eш , Eвт ‒ модуль Юнга, соответственно, для материалов шатуна и втулки.
  (0,05…0,10)10-3=0,07 мм ‒ технологический натяг при запрессовке втулки [3],
  d   t  вт  ш   0,034110(18-11)10-6=0,0262 мм ‒ тепловой натяг,
t  100…120 K.Принимаем 110 K. t ‒разность температур поршневой головки на расчётном режиме и на непрогретом двигателе[3],
aвт  1810-6K-1, aш  1110-6K-1 ‒ коэффициенты линейного расширения, соот-
ветственно, материалов втулки и шатуна.
 максимальные растягивающие  А max и сжимающие  А min напряжения в
цикле нагружения головки в точке А расчётного сечения

 106
6rср  h
 А max (min)   2 M max (min)
 kN max (min) 
, МПа.

 ah
h 2rср  h




 толщина стенки головки h
Dг  d
.
2
34 − 27
𝒉=
∙ 10−3 = 3,5 ∙ 10−3 м.
2
h
 средний радиус головки rср
Dг  d
.
4
34 + 27
=
∙ 10−3 = 15,25 ∙ 10−3 м.
4
rср 
𝒓ср
 коэффициент, учитывающий долю действующих усилий растяжениясжатия, воспринимаемых непосредственно головкой k [3].
k
Eш  a  h
 0,8…0,85.
Eш  a  h  Eвт  a   вт
2 ∙ 105 ∙ 3,5 ∙ 10−3
𝒌=
≈ 0,79.
2 ∙ 105 ∙ 3,5 ∙ 10−3 + 1,05 ∙ 105 ∙ 2,5 ∙ 10−3
29
𝑑 − 𝑑п.н 27 − 22
=
= 2,5 мм.
2
2
При определении напряжений  А max величины момента M max и нормальной
𝜹вт =
силы N max в расчётном сечении рассчитываются по уравнениям кривого бруса малой
кривизны.
M max  Pmax
 Pmax

 

 3,3  104   2,97  102  0,572  8  104   
з
з

 rср 
  1  cos    0,5  sin   cos  

з
з
з


 rср  f1   з 
M max  18139,40,015250,015=0,415 Нм.


N max  Pmax   0,572  8  104  з  cos  з  0,5  sin  з  cos  з    Pmax  f 2   з 


N max  18138,40,49=8888,3 Н.
2
Pmax   mп  r  ном
1    .
Pmax  ‒0,7280,0395972(1+0,26)= ‒ 18139,4Н.
Функции f1  з   1,510-3 и f 2  з   0,49определялись по номограммам [1].
Аналогичные параметры при определении напряжений  А min .

M min

 3,3    297   104  0,572  8  104   
з
з


 Pmin  rср 

 sin  з  з 1


 cos  з 
  1  cos  з   

2
180





 Pmin  rср  f 3   з 
M min  21273,30,01525(‒3)10-3= ‒ 0,97Нм.

 sin  з  з 1

N min  Pmin   0,572  8  104   з  cos  з  

 cos  з    Pmin  f4   з  .
180 
 2




N min  21273,3410-3= 85,09Н.
2
Pmin  0,85  pz мах  Fп  10 6  mп  r  ном
1    . ‒ для ДсИЗ
Pmin  0,857,4120,006504106‒0,7280,0395972(1+0,26)=21273,3 Н.
Функции f 3  з   ‒ 310-3 и f4  з   410-3определялись по номограммам [1].
 А max

 106
6rср  h
  2 M max
 kN max 
.

 ah
h 2rср  h




30
𝝈𝑨 𝒎𝒂𝒙
6 ∙ 0,01525 + 0,0035
10−6
= [2 ∙ 0,415 ∙
+ 0,79 ∙ 8888,3] ∙
0,0035 ∙ (2 ∙ 0,01525 + 0,0035)
0,028 ∙ 0,0035
= 78,41 МПа

 106
6rср  h

 А min  2 M min
 kN min 
.

 ah
h 2rср  h


6 ∙ 0,01525 + 0,0035
𝛔𝐀 𝐦𝒊𝒏 = [2 ∙ (−0,97) ∙
+ 0,79 ∙ 85,09]
0,0035 ∙ (2 ∙ 0,01525 + 0,0035)
10−6
×
= −16,49 МПа
0,028 ∙ 0,0035
Максимальные и минимальные напряжения в цикле нагружения поршневой головки шатуна


 max  a   Amax  182,68+78,41=261,09 МПа.
 min  a   Amin  315,91‒16,49=166,19 МПа.
 Определение коэффициента запаса прочности n
 max  min
.
2
261,09 − 166,19
𝝈𝒂 =
= 47,45 МПа
2

 min
m  max
2
346,07 + 306,87
𝛔𝒎 =
= 213,55 МПа
2
Для стали 40Х
a 
 1  480 МПа,
 т  900 МПа,
   0.[1]
 Определение зоны диаграммы усталостной прочности, в которой расположен цикл нагружения
A
а
;
т
A  47,45/900=0,05.
B
 1     т
;
 т   1
B  480/(900-480)=1,14.
А <B, следовательно, расчёт проводится по пределу текучести.
n 
т
K
 т
    а
.
31
Здесь
K
 1,67– совокупный фактор концентрации напряжений в расчётном
 
сечении поршневых головок шатунов [3].
n  900/(1,6747,45+213,55)=3,07.
Характерные величины запасов прочности поршневых головок шатуна для
двигателей аналогичной конструкции находятся в пределах 2,5…5,0.
Оценка напряжённого состояния стержня шатуна
Оценка напряжённого состояния стержня шатуна проводится по запасу прочности при его повторно-переменном нагружении силой S. Расчёт производится с учётом напряжений продольного изгиба при центральном сжатии для его среднего сечения fср равноотстоящего от центров верхней и нижней головок, так как это сечение
является наиболее нагруженным.
 Экстремальные напряжения нагрузочного цикла
 max 
Pmax
.
fcp
|−0,0179|
= 97,28 МПа;
0,000184
P
  min  K .
fcp
𝝈𝒎𝒂𝒙 =
 min
0,0231
∙ 1,13 = −141,86 МПа.
0,000184
Pmax – максимальная величина силы растягивающей стержень шатуна
𝝈𝒎𝒊𝒏 = −
2
Pmax   m j  r  ном
1    10 6 .
Pmax  ‒ 1,0210,0395972 (1+0,26)10-6= ‒ 0,0179 МН.
Pmin ‒ максимальная величина силы сжимающей стержень шатуна.
Pmin  0,85  pz max  Fп  m j  r   2ном  1    10 6 . ‒ для ДсИЗ.
Pmin  0,857,4120.006504‒1,0210,0395972(1+0,26)10-6= 0,0231 МН.
fср ‒ площадь среднего сечения стержня;
fср = аш (hш  2tш ) + 2  t ш bш .
fср  0,004(0,025 ‒ 20,003)+20,0030,018=0,000184м2.
K – коэффициент, учитывающий увеличение напряжённого состояния стержня
от его продольного изгиба при сжатии;
32
K = 1,1…1,15 = 1,13.
[3].
 max  min
.
2
97,28 + 141,86
𝝈𝒂 =
= 119,57 МПа.
2

 min
m  max
.
2
100,99 − 118,57
𝝈𝒎 =
= −22,29 МПа.
2
 Выбор зоны диаграммы усталостной прочности, в которой расположен цикл
a 
[1]
A
a
.
m
A  119,57/(-22,29)=-5,36
B
 1      T
.
 T   1
B  320/(650-320)=0,97
А <B, следовательно, расчёт проводится по пределу текучести.
n 
т
K
 т
    а
.
nσ = 650/(2,1119,57-22,29)=2,84
Характерные для автотракторных двигателей запасы прочности стержня шатуна находятся в пределах 2…3.
3.2.2.Шатунные болты
Назначение шатунных болтов ‒ силовое замыкание элементов кривошипной
головки шатуна.
Шатунные болты испытывают большие усилия предварительной затяжки, интенсивные повторно-переменные нагрузки от инерционных сил, в соответствии с чем
к их конструкции предъявляются следующие требования:
‒ высокая усталостная прочность;
‒ уменьшение вредных последствий повторно-переменного изгиба болта вследствие деформации стыкуемых элементов кривошипной головки.
Болты выполнены из хромомолибденовой стали 40ХНМА штамповкой на холодновысадочных автоматах с последующей накаткой резьбы мелкого шага и термической обработкой (закалка и высокий отпуск). Гайки шатунных болтов с самоконтрящейся резьбой; выполняются из углеродистой стали 40Х.
33
Для предотвращения проворачивания болтов при затяжке, их головки выполняют несимметричной формы с вертикальным срезом, а в теле шатуна фрезеруют
площадки с вертикальным уступом.
При разработке шатунных болтов их конструктивные параметры определяются
по статистическим данным [3] с использованием САПР ДВС (рис. 3.3).
 Расчётный диаметр болта
d 0  (0,11…0,14)D = 12 мм.
d 0p  (1,15…1,20)d0= 14,4 мм.
Результат округляется до ближайшего минимального значения.
В соответствии с ГОСТ для мелких метрических резьб, выбрана резьба М-12.
r1  (0,15…0,2) d = 2 мм.
r2  (0,2…0,5) d = 4 мм.
Оценка работоспособности шатунного болта проводится по запасу прочности
при его повторно-переменном нагружении суммой сил предварительной затяжки
Рпр и силой инерции Рин поступательно движущихся‒ m j и вращающихся ‒ mшк
масс за вычетом массы крышки самой кривошипной головки mш кр .
Шатунные болты рассчитываются на режиме максимальной частоты вращения
холостого хода nх.х .max .
Расчёт экстремальных напряжений в нагрузочном цикле от действующих на
болт нагрузок Рmax и Рmin производится на режиме максимальных оборотов холостого хода Ne = 0, n = nх.х.max .
nх.х.max  (1,2…1,4) nном .
nх.х.max  1,25700 = 6840 мин-1.
 Максимальная сила, нагружающая болт
Рmax  Рпр    Рин .
Рmax  0,0551+0,20,0275= 0,0405 МН.
 Минимальная сила, нагружающая болт
Рmin  Рпр  0,0368 МН.
Pин =
2
r  ωх.х.
max
10 -6


 m j   1 + λ  + m ш к  m ш кр 
.

 i
б


Pин = 0,039715,922 [1,021 (1+0,26)+(0,833 ‒ 0,281)]10-6/2= 0,0184 МН.
34
Рпр = m  1  χ   Рин .
Рпр = 2,5(1 ‒ 0,2)0,0275=0,0368МН.
ωх.х.
ωх.х.
=
π  nх.х.
max
.
30
-1
max = 3,146840/30= 715,92 с .
max
m ‒ коэффициент запаса, m = 2…3. [3]
Принимаем 2,5.
iб  2.
iб ‒ количество болтов, приходящихся на один шатун.
m шкр  (0,2…0,25) m ш .
m шкр  0,251,125 = 0,281 кг/м2.
 – коэффициент основной нагрузки резьбового соединения; для автотракторных
двигателей   0,15…0,25. Принимаем 0,2 [3].
 Экстремальные значения напряжений в резьбовой части болта
max 
Pmax
.
F0p
 max  0,0405/0,000162= 250 МПа.
min 
Pmin
.
F0p
 min  0,0368/0,000162= 227,16 МПа.
F0 p ‒ площадь минимального сечения болта по резьбовой его части
F0p 
F0p
2
πd0p
.
4
 3,140,01442/4=0,000162м2.
 Величина совокупного фактора концентрации напряжений
Kσ
 5…5,5. Выбираем 5,5[3].
εσ εσ
 max  min
.
2

 min
m  max
.
2
Для стали 40ХНМА
a 
 1  600 МПа,
 a  (250‒ 227,15)/2=11,42МПа.
 m  (250+ 227,16)/2=238,58 МПа.
 т  1500 МПа,
35
   0.[1]
Выбор зоны диаграммы усталостной прочности, в которой расположен цикл.
a
A  11,42/238,58=0,048.
.
m
     т
B  600/(1500-600)=0,667.
B  1
.
 т   1
A < B , следовательно, расчёт проводим по пределу текучести.
A
σт
.
σa  σ m
nσ = 1500/(5,511,42+238,58)=4,97.
Kσ
εσ εσ
Запас прочности шатунных болтов nσ должен быть не менее 2,0.
nσ =
3.3. Коленчатый вал
Назначение коленчатого вала ‒ преобразование возвратно-поступательного
движения поршня во вращательное движение элементов трансмиссии.
При работе двигателя коленчатый вал, воспринимает переменные по величине
и направлению нагрузки от газовых и инерционных сил, а также имеет высокие относительные скорости при больших удельных нагрузках между элементами коренных и шатунных подшипников.
Материал - Сталь 45.
Способ изготовления – штампование.
 b  735 МПа;
 Т  441 МПа;
 1  240 МПа;
 Т  180 МПа;
 1  168 МПа;
  7800 кг/м3.[1]
Методы упрочнения коленчатого вала:
‒ перекрытие шеек;
‒ азотирование;
‒ закалка шеек и галтелей вала ТВЧ.
В шатунных шейках отлиты эксцентричные разгрузочные полости, соединённые маслоподводящими каналами с коренными подшипниками. Технологические
выходы сверлений и самой полости заглушены резьбовыми пробками.
Осевая фиксация коленчатого вала производится вкладышами‒ буртиками,
установленными в картере в гнёзда четвёртого коренного подшипника.
Размеры основных элементов коленчатого вала обозначены на компоновочном
чертеже кривошипа (рис.3.5) и сведены в таблицу 3.1.
Они определялись по статистическим данным для двигателей аналогичной
конструкции [3] с использованием САПР ДВС.
36
hшш
кш
dкш
 шш


е
dшш
шш


Рис. 3.5. Расчетная схема и геометрические размеры коленчатого вала (САПР
ДВС)
37
Рис. 3.5. Расчетная схема и геометрические размеры коленчатого вала (САПР
ДВС), продолжение
Таблица 3.1 Основные размеры коленчатого вала
Параметр
dкш
dшш
кш
ДсИЗ, линейный
dкш
= 0,65...0,80
D
dшш
= 0,60...0,70
D
кш
d кш

шш
шш
bщ
hщ


шш

Расчёт
Значение
65 мм
55 мм
37 мм
52 мм
0,50 ...0,60
0,74 ...0,84
 0,45 ...0,65
38 мм
d шш
bщ
= 1,00 ...1,25
D
hщ
= 0,20 ...0,22
D

= 0,15...0,25
hщ
65 мм
19 мм
4 мм
 0,0 ...0,50  dшш
22 мм
В знаменателе приведены длины крайних коренных шеек
38
Рис. 3.6. Эскиз коленчатого вала (САПР ДВС)
39
При выборе размеров элементов вала размеры
кш , шш , hщ ,
увязывались с
принятым при компоновке блок-картера межцилиндровым расстоянием , т.к. принятые размеры элементов кривошипа должны удовлетворять условию

кш
 2hщ 
шш .
 37 +219 +38 = 113 мм, при сохранении их (элементов) работоспособности.
Противовесы размещены по краям всех щёк коленчатого вала, что позволяет
полностью разгрузить коренные опоры двигателя от реакций R, а также в значительной мере от моментов, вызванных изгибом вала от действия центробежных сил Kr.
Противовесы отливаются заодно с валом.
3.4. Маховик
 Максимальная окружная скорость на маховике
Vм 
  Dм  nном
.
60
3,14 ∙ 0,28 ∙ 5700
𝑽м =
= 81,52 м⁄с.
60
Vм ‒ укладывается в рекомендуемые пределы;Vм  60…80 [м/с].
3.5. Корпус двигателя
Корпус двигателя является базовым элементом, на котором монтируются его
основные механизмы и системы и посредством которого реализуется монтаж двигателя на кузове (раме) автомобиля.
При эксплуатации автомобиля корпус двигателя подвержен воздействию:
– интенсивных, циклически изменяющихся силовых нагрузок от газовых и
инерционных сил;
‒ высоких температур и давления содержащего коррозионно-активные элементы рабочего тела;
‒ высоких относительных скоростей движения сопряжённых элементов цилиндропоршневой группы при больших удельных нагрузках между ними;
‒ больших градиентов температур по объёму элементов при высокой степени
их нагрева;
‒ коррозийного и эрозийного воздействия со стороны окружающей среды на
наружные элементы корпуса.
К конструкции корпуса предъявляются требования максимальной жёсткости
при минимальной конструктивной массе и высокая коррозионная и износостойкость.
40
Для повышения жёсткости корпуса проектируемого двигателя использован
следующий комплекс конструкторских мероприятий:
– выполнение корпуса двигателя в виде единой отливки блока цилиндров и
картера;
– использование полноопорного коленчатого вала;
– выполнение плоскости крепления масляного поддона картера ниже плоскости
разъёма коренных опор.
Блок-картер изготавливается из высокопрочного алюминия.
Размеры основных элементов блока-картера определяются по статистическим
данным с использованием САПР ДВС (рис. 3.7).
Рис. 3.7. Расчетная схема и геометрические размеры блока-картера (САПР
ДВС)
41
Рис. 3.7. Расчетная схема и геометрические размеры блока-картера (САПР
ДВС), продолжение
42
Рис. 3.7. Расчетная схема и геометрические размеры блока-картера (САПР
ДВС), продолжение
δбц  7 мм; (Выбрано из диапазона значений по САПР ДВС: 5…8 мм)
δк = 3…3,5 = 3 мм;
δпп  8…12 = 10 мм;
δпп г  0,09 D + 1,5 = 0,09  91 + 1,5 = 10 мм;
δст г  3…3,5 = 3 мм;
δц  0,08D= 6 мм;
r  4…5 = 5 мм;
d  8…14 = 12 мм;
δпохл  9…15 = 13 мм;
δпм  5…9 = 8 мм;
Высота полости для прохода охлаждающей жидкости
п охл
выбирается таким
образом, чтобы уплотняющий пояс поршня в НМТ находился в «омываемой» зоне
цилиндра.
п охл
 105 мм.
43
Длина зеркала цилиндра по образующей должна позволять нижней кромке юбки
поршня выступать на величину hвю , которая должна быть не более 0,2D.
hвю  0,11 91= 10 мм.
Правильность выбора толщины стенок цилиндра δц проверяется по напряжениям разрыва  z по образующей на режиме максимального крутящего момента Мe max ,
nм .
z 
pz max D
.
2ц
 z  (7,41291)/(26)= 56,21 МПа.
У современных двигателей аналогичной конструкции  z  40…60 МПа.
Рис. 3.8. Эскиз корпусных деталей двигателя (САПР ДВС)
44
Рис. 3.9. Сборочная модель КШМ
45
3.6.Газовый стык
Конструктивно газовый стык состоит из десяти шпилек М -12, выполненных
из стали 40Х. Количество шпилек, приходящихся на один цилиндр – 4. Прокладка
стыка – единая на все цилиндры с основой из перфорированного стального (Ст20)
перфорированного листа и наполнением в виде листов графитизированного термостойкого картона, пропитанных специальными связующими жаростойкими материалами.
Границы прокладки и отверстия в ней имеют металлическую окантовку.
Эскиз элемента газового стыка приведён на рис.3.10.
Оценка работоспособности газового стыка производится на режиме максимального крутящего момента ‒ Мe max , nм . Расчётные нагрузки – статические силы
предварительной затяжки шпильки Рпр и термическая Р t , а также повторнопеременная газовая сила Р z .
Рис.3.10. Элемент газового стыка
46
 Сила предварительной затяжки
Pпр  m( 1   )Pz .
Pпр  1,8(1‒ 0,049)11268,53=19188,05H.
Рz  0,85  Рz max
1,1  Fп
 10 6 .‒ Для ДсИЗ
iшп
Рz  0,857,412 (1,10,006504/4)106 = 11268,53 Н.
Рz max ‒ максимальное давление рабочего цикла на расчётном режиме, МПа;
Fп ‒ площадь поршня;м2.
iшп ‒ количество шпилек, воспринимающих нагрузку от газовой силы одного
цилиндра;
m ‒ коэффициент запаса.
m = 1,5…2,0 для среднефорсированных автотракторных двигателей
Принимаем 1,8.
 Величина коэффициента дополнительной (динамической) нагрузки резьбового соединения

K пр  K бл
K ш  K б  K г  K пр  K бл
.
3,3 ∙ 10−6 + 0,00048
𝝌=
= 0,049.
0,0587 ∙ 10−3 + 0,008 + 0,000744 + 3,3 ∙ 10−6 + 0,00048
Податливость шпильки
Kб 
01
Eб
𝑲б =
2∙

2
 d01

4
0,013
105
∙
0
Eб


3,14∙0,0122
01
 d02
.
4
+
4
0,154 − 0,013
2∙
105
∙
3,14∙0,0112
= 0,008 м⁄Н.
4
Eб ‒ модуль Юнга материала шпильки ‒ сталь 45Г2;
 Податливость шайбы
Kш 
ш
2
  d   d 2 
ш
ш
  Eш   1    0  
 2   2  


.
47
Eб  2105Н/м2.
2  10-3
Kш 
2
 0,019   0,012 
3,14  2  10  
 
 
 2   2  
2
5
2 ∙ 10−3
𝑲ш =
0,019 2
3,14 ∙ 2 ∙ 105 ∙ [(
2
) −(
0,012 2
2
 5,8710-5 м/Н.
= 5,87 ∙ 10−5 м⁄Н.
) ]
Eш ‒ модуль упругости материала шайбы – Ст20;
Eш  2105 Н/м2.
 Податливость прокладки.
K пр 
K пр 
𝑲пр =
пр

Eпр    

2

  ( 1,1  D )2 
4i шп
.


2  10 -3

3,14  1,1  0,091
1,87  10 5  0,3   0,1132 

44

2
2
2 ∙ 10−3
1,87 ∙ 105 ∙ 0,3 ∙ (0,1132 −
3,14∙1,12 ∙0,0912
4∙4



=3,310-12 м/Н.
= 3,3 ∙ 10−12 м⁄Н.
)
Eпр ‒ модуль упругости материала основы прокладки; Eпр  1,87105 Н/м2;
  0,3 ‒ коэффициент заполнения металлом расчётного сечения;
 0,113 м; ‒ межцилиндровое расстояние.
 Податливость головки, приходящаяся на одну шпильку.
Kг 
г
Eг  Fгср
.
0,1
= 0,000744 м⁄Н.
0,7 ∙ 105 ∙ 0,00192
Eг , Н/м2 ‒ модуль упругости материала головки.
𝑲г =
Eг  0,7105 Н/м2.
Материал головки – Алюминий АЛ5.
 Площадь поперечного сечения зоны активной деформации головки на середине её высоты, приходящаяся на одну шпильку
Fг ср  
Aг  B г
i шп
.
48
0,16 ∙ 0,16
= 0,00192 м2 .
4
A г , Bг – габариты зоны активной деформации расчётного сечения головки.
𝑭г ср = 0,3 ∙
A г  0,16 м.
Bг  0,16 м.
 ‒ коэффициент заполнения металлом расчётного сечения;
  0,25…0,35для общих головок нескольких цилиндров.
 Податливость блока, приходящаяся на одну шпильку
K бл 
бл
Eбл Fблср
0,06
= 0,00048 м⁄Н.
0,7 ∙ 105 ∙ 0,0018
Eбл ‒ модуль упругости материала блока, Н/м2.
𝑲бл =
Eбл  0,7·105 Н/м2.
Материал блока – Алюминий АЛ5,
 Площадь поперечного сечения зоны активной деформации блока на середине его высоты, приходящаяся на одну шпильку
Fблср   бл
A бл  B бл
.
i шп
0,150 ∙ 0,160
= 0,0018 м2 .
4
A бл , B бл – габариты зоны активной деформации расчётного сечения блока.
𝑭бл ср = 0,3 ∙
A бл  0,150 м.
B бл  0,160 м.
 бл ‒ коэффициент заполнения металлом расчётного сечения.
 бл  0,20…0,35. Выбираем  бл  0,3.
 Экстремальные величины нагрузок на шпильку
Pmax  Pпр  Pt    Pz .
Pmax  19188,05 +0,019+ 0,049·11268,53=19740,22 Н.
Pmin  Pпр  Pt .
Pt 
ш 
ш
 г 
Pmin  19188,05 +0,019=19188,07 Н.
г
  пр 
пр
  бл 
бл
Кш  Кб  Кг  Кпр  Кбл
49
  о 
о
𝑷𝒕
(11 ∙ 10−6 ∙ 0,002 + 24 ∙ 10−6 ∙ 0,1 + 11 ∙ 10−6 ∙ 0,002 + 24 ∙ 10−6 ∙ 0,06) − 11 ∙ 10−6 ∙ 0,154
=
5,87 ∙ 10−5 + 0,008 + 0,00074 + 3,3 ∙ 10−6 + 0,00048
= 0,019 Н.
Оценка запаса прочности проводится для минимального сечения шпильки в
резьбовой его части f 0p .
 max 
Pmax
.
f0р
 max  19740,22/78,5=251,47 МПа.
 min 
Pmin
.
f0р
 min  19188,05/78,5=244,43 МПа.
 Определение коэффициента запаса прочности шпильки n .
a 
 max   min
2

  min
 m  max
2
 a  550     0.
 a  (251,47-244,43)/2=7,04МПа.
 m  (307,53+297,88)/2=247,95МПа.
Для стали 45Г2
 1  310…480 МПа.
Принимаем  1  310 МПа.
 т  410 МПа.[1]
 Выбор зоны диаграммы усталостной прочности, в которой расположен цикл
A
a
.
m
A  7,04/247,95=0,028.
B
 1      т
.
 т   1
B  310/(410-310)=3,1.
A < B , следовательно, расчёт проводим по пределу текучести.
nσ =
Kσ
εσ εσ
σт
.
σa  σ m
nσ = 410/(57,04+247,95)=1,45.
Kσ
 5…5,5. Выбираем 5 [3].
εσ εσ
Для автотракторных двигателей запас прочности nσ шпильки должен находиться в пределах 1,3…2,0.
Для создания необходимой силы предварительной затяжки Pпр шпильки нужно
закручивать динамометрическим ключом с моментом затяжки.
50
М кл  М р  М т = 39,65 + 35,49 = 75,13 Н м.
М р ‒ момент, необходимый для создания осевого усилия и преодоления трения
в резьбе.
Мр  Рпр  А1  106 .
М р  19188,051,4310-3=27,44Н м.
М т ‒ момент трения на торцевой поверхности гайки
М т  Рпр  А2  106 .
М т  19188,051,28 10-3 = 24,56Н·м.
Значения величин А1 и А2 для стандартной резьбы приведены в [3].
3.7. Механизм газораспределения
В проектируемом двигателе использован двухклапапнный МГР, включающий в
себя один впускной и один выпускной клапан на каждый цилиндр. Клапаны расположены попарно и имеют объединённые каналы для подвода (отвода) рабочего тела в
соседние цилиндры.
Расположение распределительного вала – верхнее. Привод к клапанам осуществляется непосредственно от толкателей, контактирующих с кулачками распределительного вала.
Впускные и выпускные клапаны изготовлены с плоской головкой. Седла в головке крепятся за счет натяга при запрессовке с дополнительной расчеканкой материала головки. Направляющие втулки выполнены из металлокерамики с наружным
конусом; пружины клапанов цилиндрические с постоянным шагом навивки. Для увеличения износостойкости и улучшения антифрикционных свойств, втулки сульфидируются и графитизируются в масле, содержащем раствор коллоидного графита
Привод к верхнему распределительному валу осуществляется от коленчатого
вала с помощью зубчатого ремня из армированного неопрена. В систему привода
включён также натяжной эксцентриковый ролик и шкив привода насоса системы
охлаждения.
Распределительный вал изготовлен из малоуглеродистой стали15Х2М. Рабочие
поверхности кулачков, опорных шеек, эксцентриков и шестерен подвергаются цементации до твердости HRC 50…60. Кулачки и опорные шейки шлифуются и полируются
Впускные клапаны изготовлены из стали 40ХН2МА.
Выпускные клапаны составные; их головка выполнена из жаропрочной стали
45Х22Н4М3, стержень - из стали 40ХН2МА.
Для повышения долговечности и износостойкости на поверхность уплотняющей фаски головки клапана и торец стержня нанесены наплавки из сплаваЭП869.
51
Клапанный узел состоит из двух пружин, изготовленных из стали 50ХФА.
Пружины подвергаются закалке и среднему отпуску до HRC 40…48. Для повышения
усталостной прочности пружины обдуваются стальной дробью. С целью защиты от
коррозии пружины кадмированы.
В осевом направлении распределительный вал фиксируется на второй опоре
стальным упорным фланцем.
Смазка подшипников распределительного вала осуществляется через внутреннюю полость вала и отверстия в его опорных шейках и кулачках.
Для предотвращения попадания масла в цилиндры через зазор между стержнем
и направляющей втулкой впускных клапанов их стержни уплотняют самоподжимными сальниками-манжетами из маслобензостойкой резины.
Эскиз элементов МГР приведен на рис. 3.11.
52

вт

e
dвт
dст
b
hс

a
ф
dт
Рис.3.11. Эскиз клапанного узла
53
ro
с
dг
Рис.3.11. Эскиз клапанного узла (продолжение)
Конструктивные параметры элементов МГР определялись по статистическим
данным и приведены в таблице 3.2.
Таблица 3.2. Размеры элементов клапанного узла
Клапаны
впуск
выпуск
 2,5 ...3,5 dг
Расчёт
впуск
выпуск
Значение
впуск
выпуск
3‧40
120
d ст
 0,16 ...0,25 dг  0,22 ...0 ,30 dг
0,20‧40
0,25‧40
8
10
dт
1,12 ...1,16 dг  0,79 ...0 ,92 dг
1,16‧40
0,‧40
46
34
а
 0,08 ...0,12 dг
0,1‧40
4
b
 0,05 ...0,12 dг
0,1‧40
4

1,5 ...2 ,0 мм
‒
2
r0
 0,25 ...0 ,35 dг
0,3‧40
12
e

‒
2
54
ф
30 , 45
‒
45
‒
45º
45º
вт
1,75 ...2,5 dг
2‧40
80
dвт
   5 ... 8 мм
2+6
8
с
 0,16 ...0,25 dг
0,2‧40
8
hc
 0,08 ...0,15 dг
0,1‧40
4
d г  диаметр горловины впускного клапана.
3.7.1. Определение основных параметров механизма газораспределения
 Определение диаметров горловин клапанов
Диаметры горловин определяются при компоновке камеры сгорания и назначаются максимальными из возможности размещения клапанов на поверхности головки, ограничивающей объём внутрицилиндрового пространства. Наилучшие показатели двигателя обеспечиваются при следующем соотношении диаметров горловин
впускных dг вп и выпускных dг вып клапанов.
dгвп  1,1 ...1, 2  dгвып .
dг вп  1,11*36=40 мм[3].
dг вып  36мм.
Достаточность проходного сечения горловины клапана оценивается по первой
условной скорости потока рабочего тела   , определяемой расчётом на режиме номи-


нальной мощности Neном , n ном .
Для выпускного клапана.
D2
v   cп
.
i  d г2
v   14,8*(0,0912/1/0,0362)=94,56 м/с.
Для впускного клапана.
v   cп
D2
.
i  d г2
v   14,8*(0,0912/1/0,0402)=76,6 м/с.
Средняя скорость поршня.
сп 
S  nном
.
30
сп  0,078*5700/30=14,8м/с.
i  1‒ количество одноимённых клапанов, приходящихся на один цилиндр;
D, S, d г  диаметр цилиндра, ход поршня и диаметр горловины клапана.
Для автотракторных двигателей характерные величины   при двух клапанах на
55
цилиндр составляют:
 для горловины впускного клапана 50…80 м/с;
 для выпускного клапана70…100 м/с [3].
 Определение величины максимального подъёма клапана.
Величина максимального подъёма клапана может быть ориентировочно определена из выражений (для клапанов с углом наклона уплотняющей фаски ф  45º):
hкл мах  0 , 3  dг вп .
hклмах  0,3‧40=12 мм;
hкл мах  0 , 3  dг вып .
hклмах  0,3‧36=10,8 мм.
Правильность выбора величины hкл мах оценивается по второй условной скорости истечения рабочего тела через клапанную щель впускного клапана при максимальном его подъёме  вп . Эта скорость рассчитывается на режиме номинальной


мощности Neном , n ном .
вп  cп
Fп
.
iвп  fкл вп мax
Fп – площадь поршня, м2.
вп  14,8*0,006504/0,00122=79,9 м/с.
iвп  количество впускных клапанов, приходящееся на один цилиндр;
fкл вп мах ‒ площадь проходного сечения клапанной щели при максимальном
подъёме впускного клапана (при ф  45º).


fкл вп мах   hкл вп мах 0 ,707  dг вп  0 , 353  hкл вп мах .
fкл вп мах  3,14*0,012*(0,707*0,04+0,353*0,012)=0,00122 м2.
В ДВС с двухклапанным механизмом газораспределения вп  55…90 м/с [3].
Вывод: Величина максимального подъёма клапана находится в заданных пределах.
3.7.2. Профилирование кулачков
Исходные данные.
 Частота вращения кулачкового вала на режиме номинальной мощности к .
к 
  nном
.
к  3,14*5700/60=298,3 рад/с;
60
 максимальный подъём толкателя.
h т мax  hкл мax .
h т мax вп  hкл мax вп  12 мм.
h т мax вып  hкл мax вып  10,8 мм.
56
 тепловой зазор со стороны толкателя.
 т   кл .
т
и
кл
– длина плеча коромысла со стороны, соответственно, толкателя и клапана.
 радиус начальной окружности кулачка.
r0  1,5 ...2 ,0 hклмахвып .
r0  2*8,86= 21,6 мм.
r0  1,5 ...2 ,0  hклмахвп
r0  1,8*12=21,6 мм.[3]
 угол действия кулачка.
‒ для впускного клапана:
0 
0 
оп  180о   зап
.
 0  (35+180+80)/2=147,5º.
2
‒ для выпускного клапана:
оп  180о   зап
 оп ,  зап
.
 0  (45+180+20)/2=122,5º.
2
– соответственно углы опережения открытия и запаздывания закры-
тия клапана, град;
 кл ‒ величина теплового зазора.
‒ для впускных клапанов:
 кл  0,25…0,35 мм = 0,3 мм;
‒ для выпускных клапанов:
 кл  0,35…0,50 мм = 0,4мм[3].
Профилирование выпуклого трёхрадиусного кулачка
При построении профиля трёхрадиусного выпуклого кулачка по статистическим данным выбирается радиус дуги переходной окружности
r1вп  10 ...18 hкл махвп .
r1вп  15*12= 180 мм.
r1вып  10 ...18 hкл махвып .
r1вып  15*10,8= 162 мм.[3]
Радиус дуги при вершине кулачка определяется из условия её сопряжения с дугой переходной окружности.
r2 вп 

r0  hкл вп мax

2
 ( r1  r0 )2  r12  2( r0  hкл вп мax )( r1  r0 )cos
0


2  r0  hкл вп мax  ( r1  r0 )cos
 r1 
2


57
0
2
r2
вп

( 21,6  12 ) 2  ( 180  21,6 )2  180 2  2  ( 21,6  12 )( 180  21,6 )  cos
r2 вып 
r2
вып

147 ,5


2 21,6  12  ( 180  21,6 ) cos
 180 
2


 r0  hкл вып мax 
2
147 ,5
2  15,68 мм
 ( r1  r0 )2  r12  2( r0  hкл вып мax )( r1  r0 )cos



2  r0  hкл вып мax  ( r1  r0 )cos 0  r1 
2


( 21,6  10 ,8 )2  ( 162  21,6 )2  162 2  2  ( 21,6  10 ,8 )( 162  21,6 )  cos
147 ,5


2 21,6  10 ,8  ( 162  21,6 ) cos
 162 
2


0
2 .
147 ,5
2  16 ,26 мм
Далее производится построение профиля (рис.3.12 и 3.13).
Коррекция профиля на наличие теплового зазора реализуется уменьшением радиуса r0 основной окружности в затылочной её части на величину теплового зазора
 т и сопряжением её на переходном участке с рабочим профилем по параболе.
Рис.3.12. Схема профиля кулачка
58
Рис.3.13. Эскиз профилей впускного и выпускного кулачков
3.7.3. Определение характеристики пружинного узла
 В механизмах с выпуклым трёхрадиусным кулачком жёсткость пружинного узла
59
C  K  mк мк  fг  к2
C  1,5*200*0,001256*298,32=33528,75 Н/м,
где mк мк - конструктивная масса клапанного механизма, кг/м2;
mк мк  200…300 кг/м2. Принимаем mк мк  200 кг/м2 [3].
 Площадь горловины клапана
 dг2
fг 
 3,14*0,042/4=0,001256м2.
4
 Сила предварительной затяжки пружинного узла
Коэффициент запаса K  1,5…2,25. Принимаем K  1,5 [3].
P0  K  mк мк  fг  к2  r0  r2  .
P0  1,5*200*0,001256*298,32*(21,6‒15,68) 10‒3=198,49 Н.
 Предварительная деформация пружинного узла
P0
  r0  r2  .
C
f 0  (21,6‒15,68) 10‒3=5,92*10-3м.
f0 
 Максимальная упругая сила пружинного узла
Pпр мax  P0  C  hкл мax  10 3 .
Pпр мax  198,49+33528,75*12*10-3=600,83 Н.
 Максимальная деформация пружинного узла
fмax  f 0  hкл мax  10 3 .
f мax  0,00592+12*10-3=0,0179м.
Расчётная величина силы предварительной затяжки проверяется на её достаточность для исключения возможности открытия клапана под действием силы давления газов.
Для двигателей без наддува это сила Pг вып , стремящаяся открыть выпускной
клапан за счёт перепада давления на нём  p вып мах во время процесса впуска.
В двигателях с искровым зажиганием это режим холостого хода при максимально прикрытой дроссельной заслонке и  p выпмах  0,09 МПа;
 p вып мах  p тр  pа min ; pтр  pr ‒ давление в выпускном трубопроводе;
pа min ‒ минимальная по режимам работы двигателя величина давления в цилиндре в конце такта впуска.
60
Pг вып 
   pвыпмax  dг2вып
 10 6 .
4
Pг вып  (3,14*0,09*0,0362/4)106 =91,56Н.
Сформулированное выше условие выполняется, если P0  Pг вып .
В данном случае это условие выполняется.
Определение конструктивных параметров клапанной пружины
В пружинном узле имеются две пружины – внутренняя и наружная; нагрузка
между ними распределяется таким образом, чтобы
Pпр мax вн   0 , 35 ...0 ,5 Pпрмax
Pпр мax вн  0,5*600,83=300,42H.
Pпр мax н   0 ,50 ...0 ,65  Pпрмax
Pпр мax н  0,5*600,83=300,42H.
Жёсткости и предварительные деформации каждой пружины должны обеспечивать выполнение условий:
Pпр мax вн  Pпр мax н  Pпр мax ; P0 вн  P0 н  P0 .
Эти условия выполняются при
Pпр мax вн  Pпр мax н  300,42 Н;
P0 вн  P0 н  99,25 Н.
Для каждой из пружин определяются следующие конструктивные параметры:
 средний диаметр Dпр ;
 диаметр проволоки d ;
 количество витков i ;
 шаг навивки t .
Конструктивные параметры наружной пружины
 Средний диаметр наружной пружины
Dпр .н   0,8 ... 0,9  dг вп =0,8*40 = 32 мм[3].
 Диаметр проволоки
dн  3
dн  3
9,6  Pпр max н  Dпр н
 
9,6  300 ,42  32
 3,76  4 ,2 мм.
3,14  550
Расчётное значение d округляется до ближайшего стандартного по сортаменту
проволоки d н  4,2 мм.
61
  550 МПа ‒ предельно допустимое напряжение кручения материала проволоки сталь 50ХФА.
 Запас прочности пружины
 мax 
9,6  Pпр мax н  Dпр н
 dн3
 мax  (9,6*300,42*32)/(3,14*4,23)=535,63МПа.
 min 
9,6  P0н  Dпр н
 dн3
.
 min  (9,6*99,25*32)/(3,14*4,23)=176,96МПа.
 Запаса прочности n пружины
 a   мax  min
2
 a  (535,63‒176,96)/2=179,34 МПа.
 m   мax   min
m
2
 (535,63+176,96)/2=356,3 МПа.
 a  550     0.
Для стали 50ХФА 1  550 МПа, т  900 МПа. [1]
 Выбор зоны диаграммы усталостной прочности, в которой расположен цикл
а
m
    т
;
B  1
 т   1
A  179,34/356,3=0,5
A
B  550/(900‒550)=1,57.
А<B, следовательно, расчёт проводится по пределу текучести.
n 
т
K
 
  а m
.
K
 1.0
 
n  900/(1*179,34+356,3)=1,68
Для пружин автотракторных двигателей характерная величина запаса прочности n  1,2…2,0.
 Количество рабочих витков пружины
ip 

G  dн4 f0н  hкл мax
3
8Pпр max н  Dпр
н
  106 .
62
ip 
7 ,8  10 4  0,0038 4  ( 5,92  10  3  0,012 )
8  300 ,42  0,032
3
 10 6  3,7  3,5 ,
где G ‒ модуль сдвига материала пружины, МПа.
Для стали G  7,80 ...8,34   10 4 .
G  7,80*104 МПа.[3]
Количество рабочих витков округляем до целого или кратного 0,5
 Предварительная деформация наружной пружины
f 0н 
P0н  hкл max
Pпр max н  P0н
[5]
.
f 0н  (99,25*0,012)/(300,42‒99,25)=0,00592 м.
 Полное количество витков
i  ip   2,0 ...3,0   3,5+2,5=6
Шаг витка свободной пружины
t  dн 
f 0н  hкл мax
t  0,0038 
ip
  min
0,00592  0,012
 0,7  10  3  0,009 м ,
4 ,2
где  min ‒ минимальный зазор между витками пружины при её максимальной деформации;  min   0,5 ... 0,9  10 -3 .  min  0,7*10-3 м [3].
Пружина проверяется на возможность возникновения в её конструкции продольных резонансных колебаний.
Условие отсутствия резонанса
с
 10 .
к
 Угловая частота собственных колебаний пружины  с .
с  2257,3
dн
2
ip Dпр
 с  2257,3*0,0042/3,5/0,0322=3086,15 рад/с.
 Угловая частота вращения кулачкового вала к .
к 
  nном   n к

к  3,14*5700/60=298,3 рад/с.
60
30
 Резонансные колебания витков наружной пружины
с
 3086,15/298,3=10,34> 10. → Резонансные колебания отсутствуют.
к
Конструктивные параметры внутренней пружины
63
Определение конструктивных параметров и оценка работоспособности внутренней пружины производятся по аналогичной методике с той лишь разницей, что её
средний диаметр выбирается с учётом геометрии наружной пружины и наличия гарантированных зазоров между элементами пружинного узла.
Dпр вн  Dпр н  2dн  ΔΣ .
Dпр вн  32‒2*4,2‒2=21,6 мм.
Δ Σ  0,002 м – диаметральный зазор между витками пружин.
 Диаметр проволоки.
dвн  3
d вн  3
9,6  Pпр max вн  Dпр вн
 
9,6  300 ,42  21,6
 3,3  3,2 мм.
3,14  550
Расчётное значение d округляется до ближайшего стандартного по сортаменту
проволоки dвн  3,2 мм[5].
  550 МПа ‒ предельно допустимое напряжение кручения материала проволоки сталь 50ХФА.
 Запас прочности пружины
 мax 
9,6  Pпр мax вн  Dпр вн
3
 dвн
 мax  (9,6*300,42*21,6)/(3,14*3,23)=462,72МПа.
 min 
9,6  P0вн  Dпр вн
3
 dвн
.
 min  (9,6*99,25*21,6)/(3,14*3,23)=152,86МПа.
 Запас прочности пружины n
 a   мax  min .
2
 a  (462,72‒152,86)/2=157,43 МПа.
 m   мax   min .
m
2
 (467,72+152,86)/2=310,29 МПа.
 a  550     0.
Для стали 50ХФА 1  550 МПа, т  900 МПа.[1]
 Выбор зоны диаграммы усталостной прочности, в которой расположен цикл
64
а
m
    т
;
B  1
 т   1
A  157,43/310,29=0,51.
A
B  550/(900‒550)=1,57.
А<B, следовательно, расчёт проводится по пределу текучести.
n 
т
K
 
  а m
K
 1.0
 
.
n  900/(1*157,43+310,29)=1,92
 Для пружин автотракторных двигателей характерная величина запаса прочности n  1,2…2,0.
 Количество рабочих витков пружины
ip 
ip 

4
G  dвн
f 0вн  hкл мax
3
8Pпр max вн  Dпр
вн
  106 .
7 ,8  10 4  0,0032 4  ( 5,33  10  3  0,0108 )
8  300 ,42  0,0216
3
 10 6  5,22  5 ,
где G ‒ модуль сдвига материала пружины, МПа.
Для стали G  7,80 ...8,34   10 4 .
G  7,80*104 МПа [3].
 Предварительная деформация внутренней пружины.
f 0вн 
P0вн  hкл max
Pпр max вн  P0вн
.
f 0вн  (99,25*0,0108)/(300,42‒99,25)=0,00533м.
 Полное количество витков.
i  ip   2,0 ...3,0   5+3=8,0.
 Шаг витка свободной пружины
t  dвн 
f 0вн  hкл мax вн
t  0,0032 
ip
  min
0,00533  0,012
 0,7  10  3  0,0072 м ,
5
где  min ‒ минимальный зазор между витками пружины при её максимальной деформации;  min   0,5 ... 0,9  10 -3 .  min  0,7*10-3 м[3].
Пружина проверяется на возможность возникновения в её конструкции продольных резонансных колебаний.
65
 Угловая частота собственных колебаний пружины  с
Условие отсутствия резонанса
с  2257,3
dвн
.
2
ip Dпр
вн
с
 10 .
к
 с  2257,3*0,0032/5/0,2162=3096,43 рад/с.
 Резонансные колебания витков внутренней пружины
с
 3096,4/298,3=10,38> 10. → Резонансные колебания отсутствуют.
к
Рис. 3.14. Сборочный чертёж головки блока цилидров
3.8.Система смазывания
Система смазывания обеспечивает подачу к узлам трения моторного масла в
необходимом количестве, в нужной фазе рабочего цикла и надлежащем его техническом состоянии, что способствует уменьшению потерь на трение и износа их элементов, предотвращению коррозии, удалению продуктов износа и частичному охлаждение отдельных узлов двигателя.
Система смазывания проектируемого двигателя – комбинированная; часть узлов трения смазывается под давлением, часть - самотёком и разбрызгиванием.
66
Под давлением смазываются коренные и шатунные подшипники коленчатого
вала и опоры распределительного вала.
Маслом, вытекающим из зазоров и разбрызгиваемым движущимися деталями,
смазываются стенки цилиндров, поршни с поршневыми кольцами, поршневые пальцы в бобышках поршня, кулачки распределительного вала, толкатели клапанов, а
также стержни клапанов в их направляющих втулках. Схема системы смазывания
приведена на рис.3.15.
Ёмкость системы смазывания
Vм   0,04 ... 0,09   Ne .
Vм  0.08*75=6 л.
Рис.3.15. Схема системы смазывания:
1-масляный поддон; 2- главная масляная магистраль; 3-редукционный клапан
масляного насоса; 4- масляный насос; 5-перепускной клапан фильтра; 6- фильтр
тонкой очистки; 7- масляный канал в кулачковом вале
3.8.1. Гидродинамический расчёт шатунного подшипника
Расчёт устанавливает наличие в подшипнике масляного слоя требуемой минимальной толщины ‒ hmin при работе двигателя на режиме номинальной мощности.
Исходные данные для расчёта.
 Диаметральный зазор в подшипнике
   0 , 5 ...0 ,7   103 d .
  0,610-355=0,033 мм;
 Средняя, по статистическим данным, температура масла в подшипнике –
67
tср  95◦;
 по прототипу выбирается сорт моторного масла – М -6з / 14Г ; его динамическая вязкость при температуре tср ‒   110-8 МПас [3];
 Средняя в петле максимальных нагрузок нагрузка на шатунный подшипник
R
  шш ср  0,0115/(0,038*0,055)=5,5 МПа.
kср
d
(здесь – опорная длина подшипника, d –диаметр шатунной шейки).
 Коэффициент нагруженности подшипника на расчётном режиме.
Ф
'
k ср
 2
 


5,5  0,65  10  3
10 8  417 ,62
2  0,55.
По номограммам [3] для подшипника с
d
 0,7при Ф  0.55 относительный
эксцентриситет   0,6.
 Минимальная толщина масляного слоя.
Δ
h min  0,033/2*(1‒0,6)=0,0066 мм.
1    .
2
Полученная величина hmin превышает критическую величину h кр  0,004 мм,
hmin 
что свидетельствует о работоспособности шатунного подшипника.
3.8.2. Расчёт масляного насоса
В проектируемом двигателе используется шестерёнчатый насос внутреннего
зацепления, расчётная схема которого приведена на рис. 3.16.
Рис. 3.16. Расчетная схема масляного насоса
68
 На основании статистических данных циркуляционный расход масла через двигатель
Vц   10 ... 14   Ne  10 3
Vц  10*75*10‒3=0,75м3/ч.
 Действительная производительность масляного насоса.
Vд   2,5 ... 3,5  Vц
Vд  2,5*0,75=1,875м3/ч.
 Теоретическая производительность.
Vт 
Vд
н
 1,875/0,85=2,2 м3/ч,
где  н ‒ объёмный коэффициент подачи насоса.
н  0,8…0,9 ‒ для шестерён внутреннего зацепления. Выбираем н  0,85.
Vт 
Vд
н

5,94
 4 ,853 = м3/ч.
0,85
В соответствии со стандартом( m  3,0; 3,5; 4,0; 4,25).Принимаем модуль зацепления m  3.
 Количество зубьев шестерён.
В имеющихся конструкциях насосов Z1 может быть 9, 11, 13, 15. Наиболее часто число зубьев ведущей шестерни равно 13 или 15. Учитывая, что при внутреннем
зацеплении число зубьев Z 2  Z1  2 , принимаем:
ведущая Z1  15.
ведомая Z 2  17.
 Диаметр основной окружности ведущей шестерни.
d 01  m  Z1  3*15=45 мм.
 Частота вращения ведущей шестерни n1 .
Частота вращения ведущей шестерни равна частоте вращения коленчатого вала:
n1  nном  5700 мин‒1.
 Частота вращения ведомой шестерни n2 .
n2  n1 
Z1
 5700*15/17=5029,41 мин‒1.
Z2
 Диаметр основной окружности ведомой шестерни.
d 02  d 01 
n1
 60*5700/5029,41= 51 мм.
n2
 Требуемая длина зуба ведущей шестерни.
Vт  10 9
b
.
2πm 2 z1n1 60
69
b
2 ,2  10 9
2  3,14  3  15  5700  60
2
 7 ,59 мм.
Величина b лежит в статистических пределах для шестерён внутреннего зацепления b  7…11 мм.
 Мощность, необходимая для привода насоса.
Nн 
Vт   рвых  рвх 
 10 3 .
3600  м
м  0 , 85 ...0 , 90 ‒ механический КПД насоса [3]. Принимаем м  0,88.
 рвых  рвх   0,3 ...0,6 МПа ‒ напор насоса. Принимаем  рвых  рвх   0,5 МПа.
Nн 
2 ,2  0,5
 10 3  0,347 кВт.
3600  0,88
3.9.Система охлаждения
Система охлаждения (рис. 3.17) жидкостная, закрытого типа с принудительной
циркуляцией жидкости и с расширительным бачком 4.
Рис.3.17. Схема системы охлаждения
Для контроля температуры жидкости имеется датчик, установленный в рубашке охлаждения головки блока цилиндров.
При работе двигателя нагретая в рубашке охлаждения жидкость поступает из
головки цилиндров в коробку термостата 11. В зависимости от положения клапанов
70
термостата она направляется далее либо в радиатор 6 для охлаждения, либо во всасывающую магистраль (на малый круг циркуляции) насоса охлаждающей жидкости.
Насос охлаждающей жидкости 12 центробежного типа. Привод насоса осуществляется от зубчатого ремня привода распределительного вала.
Охлаждающая жидкость подаётся насосом 12 в водораспределительную трубку
3, расположенную в головке. Таким образом, жидкость, охлаждённая в радиаторе,
подаётся в наиболее горячие зоны головки цилиндров – в зоны межклапанных перемычек.
В рубашке охлаждения блока цилиндров циркуляция охлаждающей жидкости
происходит за счёт разности её плотностей в головке и блоке
Радиатор разборный трубчато-пластинчатый, алюминиевый, с пластмассовыми
бачками.
Сердцевина радиатора состоит из алюминиевых трубок и алюминиевых охлаждающих пластин, крепится к пластмассовым бачкам.
Радиатор не имеет заливной горловины, верхний бачок соединяется шлангом с
расширительным бачком.
Расширительный бачок 10 изготавливается из полупрозрачной пластмассы.
Нижний его патрубок соединяется шлангом со всасывающей магистралью жидкостного насоса 12. Для предотвращения образования паровых пробок расширительный
бачок соединяется шлангами с верхним бачком радиатора и рубашкой охлаждения
головки цилиндров. Бачок имеет заливную горловину, закрываемую пластмассовой
пробкой с выпускным (паровым) и впускным (воздушным) клапанами. [6]
Электровентилятор состоит из электродвигателя 9 и крыльчатки 8. Крыльчатка
четырёхлопастная, изготавливается из пластмассы. Лопасти крыльчатки имеют переменный по радиусу угол установки и для уменьшения шума переменный шаг по ступице. Для повышения эффективности работы электровентилятор помещён в направляющий кожух 10. Включение и выключение электровентилятора осуществляется
контактным датчиком предельной температуры охлаждающей жидкости 7.[6]
Расчёт радиатора системы охлаждения
Расчёт радиатора состоит в определении поверхности охлаждения, необходимой для передачи тепла от охлаждающей жидкости к окружающему воздуху.
 Теплота, отводимая в охлаждающую жидкость.
qж Gт Hu
,
3600
где qж ‒ относительный теплоотвод в охлаждающую жидкость,
Qж 
71
qж  0 , 24 ...0 , 32 ‒ для двигателей с искровым зажиганием. Принимаем qж  0,24;
Gт ‒ часовой расход топлива, кг/ч. Берём из теплового расчёта Gт  24,5кг/ч.
Hu ‒ низшая теплота сгорания топлива. Для бензина 44*106Дж/кг. Берём из теплового расчёта.
Qж
0,24  24 ,5  44  10 6

 71866 ,67 Дж / с .
3600
 Поверхность охлаждения радиатора, омываемая воздухом.
Q 
Fохл  ж .
kΔt
  ‒ коэффициент запаса, учитывающий загрязнение активной зоны радиатора;
   1,10 ...1,15 .
Принимаем    1,1.
k ‒ коэффициент теплопередачи, Вт/(м2·K). Для трубчато-пластинчатого радиатора с шахматным расположением трубок принимаем k  115Вт/(м2К).
Fохл  (71866,67*1,1/115/23,25=27,34м2.
Данное значение величины k принято с учётом массовой скорости воздуха
wв  в в воздушном контуре радиатора [5].
wв  в  14*1,079=15,1кг/(м2 с).
Δt ‒ средний температурный напор, разность средних температур жидкости и
воздуха Δt  92 – 68,75 = 23,25.
 Средняя температура жидкости определяется по температуре t ж вх на входе
в радиатор (на выходе из двигателя) и понижения её Δt ж в радиаторе.
t ж ср t ж вх 
Δt ж
.
2
t ж вх  95◦C.
t ж ср  95‒6/2=92◦C.
Δtж  С . Принимаем Δt ж  6◦C.
 Средняя температура воздуха.
Δtв
.
2
 45+5+37,5/2=68,75◦C,
tв ср  to  Δtпр 
tв ср
где to ‒ нормативная температура окружающей среды, равная45C; подогрева воздуха
в масляном радиаторе, если он по ходу потока воздуха предшествует радиатору системы охлаждения; Δtпр ‒ подогрев воздуха при прохождении его через решётку радиатора; Δtпр  5...8 С . Принимаем Δtпр  5◦C.
72
Δtв 
Qж
.
сpв в wв Fфр а
сpв ‒ изобарная теплоёмкость воздуха, Дж/(кг·K);
 в ‒ плотность воздуха на входе в радиатор, кг/м3;
wв ‒ скорость воздуха в радиаторе, м/с;
Fфр а  B  H   в ‒ фронтальная площадь активной зоны радиатора, м2;
в 
p0  10 6
.
Tв Rв
 в  0,1*106/323/287=1,079кг/м3.
Tв  to  Δtпр  273  323К.
Для автомобильных двигателей скорость воздуха равна сумме скоростей, создаваемых встречным потоком воздуха при движении автомобиля, и вентилятором
wв  wск  wвент   4 ...6   6 ...8  .
tв 
71866 ,67
1,006  1,079  14  0,126  10
3
w в  6+8=14м/с.
 37 ,5 С .
 Размеры фронтальной поверхности B и H. (По статистическим данным).
H
 0,555  1,8  10 3  Ne .
B
B  0,345  2,2  10 -3  Ne .
B  0,345 + 2,2·10-3*75 = 0,51 м.
H
 0,555+1,8·10-3*75 = 0,69 м.
B
H  0,690,51= 0,352 м.
 При известных размерах общей поверхности охлаждения и фронта охлаждающей решётки радиатора определяется его глубина.
F
L  охл .
Fфр  Η  B .
Fфр  0,352*0,51=0,18 м2.
  Fфр
 ‒ коэффициент компактности;   600.
L  27,34/800/0,18=0,19 м.
Ориентировочно правильность выполненных расчётов можно проверить по веF
личине удельной поверхности охл
, которая находится в пределах 0,2 ...0,3 м2/кВт.
Ne
F
В данном случае охл  27,34/75=0,365 м2/кВт.
Ne
73
Приложение
Приложение предназначено для размещения рисунков с 3D моделями
74
Литература
1.Автомобильные двигатели: Курсовое проектирование : Учеб. пособие для вузов по специальности «Автомобили и автомоб. хоз-во» и «Сервис транспорт. и технолог. машин и оборудования (Автомоб. трансп.)» / М. Г. Шатров, И. А. Алексеев, С.
Н. Богданов, С. А. Пришвин, Ю. В. Горшков, И. Е. Иванов и др. ; Под ред. М. Г. Шатрова .— М. : Академия, 2011 .— 254 с.
2.Двигатели внутреннего сгорания: Учеб. для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобил. хоз-во» направления подготовки «Эксплуатация
наземного трансп. и трансп. оборудования». Т.1. Теория рабочих процессов / В.Н.
Луканин, К.А. Морозов, А.С. Хачиян и др ; Под ред. В.Н. Луканина, М.Г. Шатрова
.— 3-е изд., перераб. и испр .— М. : Высшая школа, 2007 .— 479 с.
3. Алексеев И.В., Богданов С.Н., Горшков Ю.В. и др. Учебное пособие по курсовому проектированию двигателей внутреннего сгорания. Методика выполнения
прочностных расчетов и разработка конструкции ДВС. – МАДИ, 2006.
4.Двигатели внутреннего сгорания : В 3-х кн.: Учеб. для студентов вузов по
специальности «Автомобили и автомобил. хоз-во». Кн.2. Динамика и конструирование / В.Н. Луканин, И.В. Алексеев, М.Г. Шатров, В.В. Синявский, Л.М. Матюхин,
Ежов С.П. ; Под ред. В.Н. Луканина, М.Г. Шатрова .— 3-е изд., перераб .— М. :
Высшая школа, 2007 .— 399 с.
5.Автомобильные двигатели : учеб. для вузов по направлению подготовки бакалавров «Эксплуатация трансп.-технолог. машин и комплексов» / М. Г. Шатров, К.
А. Морозов, И. В. Алексеев и др. ; под. ред. М. Г. Шатрова .— 3-е изд., испр. и доп.
— М. : Академия, 2013 .— 461 с.
6.Иванов, И.Е. Системы охлаждения поршневых ДВС : монография / И.Е. Иванов, М.Г. Шатров, Т.Ю. Кричевская ; МАДИ .— М., 2015 .— 167 с.
75