- •1. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма двигателя.
- •1.1. Индикаторная диаграмма.
- •1.2. Диаграмма сил давления газов Рг, развернутая по углу поворота коленчатого вала.
- •1.4. Диаграмма суммарной силы р действующей на поршень.
- •1.5. Диаграмма сил n, k и т.
- •1.6. Полярная диаграмма сил Rшш действующей на шатунную шейку коленчатого вала.
- •1.7. Диаграмма износа шатунной шейки.
- •1.8. Диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента Мкр от всех цилиндров двигателя.
- •3. Конструктивная разработка и расчет двигателя.
- •3.1.1. Поршень.
- •Элементы поршневой группы
- •3.1.2 Поршневые кольца.
- •3.1.3. Поршневой палец
- •3.2. Шатунная группа.
- •3.2.1. Поршневая головка шатуна
- •Из условия не раскрытия стыка
- •3.4. Блок цилиндров, головка и картер двигателя
- •3.4.3. Болт крепления головки,
- •3.5. Механизм газораспределения.
- •3.5.1. Определение проходных сечений
- •3.5.2. Определение параметров профиля кулачка.
- •3.5.3. Расчет пружины клапана.
- •3.5.4 Определение размеров пружины.
- •4. Система смазки.
- •4.2. Масляный насос.
- •5. Система охлаждения.
- •5.1. Расчет радиатора.
- •6. Подбор массы маховика.
- •7. Анализ уравновешенности четырехцилиндрового двигателя с рядным расположением цилиндров
- •Литература
4. Система смазки.
4.1. Шатунный подшипник.
1. Из динамического расчета
(Rшш)ср = 15100 Н,
(R’шш)ср = 17723 Н,
(Rшш)max = 23898 Н.
2.Условные удельные давления:
;
14,1 МПа,
16,5 МПа,
;
22,3 МПа.
3. При Кmax = 22,3 МПа применяем антифрикционный материал вкладышей - сплав АО – 20 или АМО – 1 – 20.
4. Масло М – 12Г1 - лето, М – 8Г1 – зима;
5. Температура масла tcp=80
6. Вязкость масла ;МПа С
7. Коэффициент нагруженности по удельному давлению в петле максимальных нагрузок
8. Относительный эксцентриситет X = 0,65.
9. Минимальная толщина масляного слоя:
Здесь:
шш = * dшш = 0,6 * 10-3 * 0,051 = 30,6 мкм – диаметральный зазор.
Т.к. в результате расчета минимальная толщина масляного слоя получилась более 4 мкм, то спроектированный подшипниковый узел работоспособен.
4.2. Масляный насос.
На основании статистических данных циркуляционный расход масла через двигатель:
VЦ = (10…14) * Ne * 10-3 = 0,662…0,927 м3/ч.
Действительная производительность масляного насоса должна быть в 2,5 – 3,5 раза больше циркуляционного расхода
Vд = (2,5 – 3,5)Vц;
Vд = 1,655…3,24 м3/ч.
Исходя из величины действительной производительности подбирают размеры шестерен масляного насоса в следующей последовательности:
1. Определяем теоретическую производительность:
где Н – коэффициент подачи насоса.
2. Установив передаточное отношение привода насоса, определяем частоту вращения nн и задавшись максимальной окружной скоростью на внешнем диаметре шестерен Vr<8 м/сек, определяем наружный диаметр шестерен:
3. В соответствии с ГОСТом принимаем модуль m и, учитывая, что Dr=m(z+2), определяют число зубьев Z. У большинства отечественных двигателей z = 7 или 8.
4. Определяют требуемую длину зуба b.
У отечественных двигателей b лежит в пределах 24…40 мм.
Мощность , необходимая для привода насоса, определяется по формуле
;
где M - механический кпд, Рвых – 0 Рвх = 0,3…0,6 - перепад давлений, МПа.
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. д.) ведется по указанию консультанта.
5.1. Расчет радиатора.
Поверхность охлаждения радиатора, омываемая воздухом, определяется из выражения:
Теплота, отводимая в охлаждающую жидкость:
где – qж - относительный теплоотвод;
qж = 0,2…0,3 - для карбюраторных двигателей;
Hu - теплота сгорания; Hu=44106 – бензин;
ge - удельный расход топлива, г/кВтч;
Ne - максимальная мощность двигателя, кВт.
Коэффициент теплопередачи К для различных конструкций охлаждающих решеток можно определять по графику. При этом величину массовой скорости воздуха следует принимать:
Для радиаторов с относительно малым сопротивлением
Wвв=10..12 кг/м2*с
Для радиаторов с большим сопротивлением
Wвв=8..10 кг/м2*с
Температурный напор, т.е. разность средних температур жидкости и воздуха,
t = tжср – tВ.СР = 97 – 55,85 = 41,15 С,
где средняя температура жидкости
tжср=tжвх – tж/2 = 100 – 6/2 = 97 С;
tжвх=1000C; tж=6..100
Средняя температура воздуха
tвср=t0 + tпр + tв/2 = 45 + 21,7/2 = 55,85 С;
t = 450C
tпр=5…100C - Подогрев воздуха за счет масляного радиатора, если он установлен перед водяным;
Подогрев воздуха при прохождении его через радиатор системы охлаждения:
Cр=1.005103 Дж/кгград - удельная теплоемкость воздуха;
Fфр=B*H м2 - Поверхность фронта радиатора.
’=1.1 - Коэффициент запаса, учитывающий загрязнение радиатора.
Таким образом, определив все величины, можно найти и общую поверхность охлаждения радиатора:
Ориентировочно правильность выполненных расчетов можно проверить по величине удельной поверхности Fохл/Ne .она должна быть равной примерно 0,2…0,3 м2/кВт.
При известных размерах общей поверхности охлаждения и фронта радиатора его глубина определяется из выражения:
где – коэффициент компактности,
Его величина зависит от конструкции охлаждающей решетки и лежит в пределах =600…1200 м2/м3 - автомобили; = 370…600 м2/м3 – тракторы.