[ «Проектирование автотракторных двигателей Учебное пособие 1 МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Ульяновский государственный технический университет И. Ф. Дьяков, Р. А. Зейнетдинов Проектирование автотракторных ...»
Максимальная удельная нагрузка на боковую поверхность толкателя где с расстояние от точки приложения боковой силы Nб до середины направляющей втулки; угол между направлением силы S и осью толкателя;
Максимальная удельная нагрузка не должна превышать 10 МПа.
Рис. 6.13. Схема нагружения осей ролика диаметр внутреннего сверления оси; A0 и Wн площадь поперечного сечения и момент сопротивления изгибу оси.
Допускаемые значения напряжения (МПа):
Наибольшие напряжения смятия по концам направляющего толкателя:
в точке Е1, рис. 6.14.
в точке Е где с расстояние от центра ролика до направляющей.
Значения к составляют 4...10 МПа.
Если штанги взаимозаменяемы, то расчитывают на первом участке наиболее нагруженную штангу выпускного клапана. Если Рис. 6.14. Схема нагружения необходимо, то штанга выпускного клапана направляющей толкателя.
должна рассчитываться на первом и втором участках.
Для стержня штанги оценивают запас устойчивости, а сферические наконечники проверяют по напряжениям смятия.
Коэффициент запас устойчивости штанги где Fкр критическая сила; Fшт – максимальная сила, сжимающая штангу в момент открытия выпускного клапана.
Критическая сила определяется по формуле Эйлера где lшт длина штанги; Е модуль упругости материала штанги первого рода (для дюралюминия Е = 0,7 105 МПа); Jшт экваториальный момент инерции поперечного сечения штанги; для штанги из прутка Максимальная сила, сжимающая штангу где mт, jт масса и ускорение толкателя соответственно; угол между осью толкателя и осью штанги, обычно = 0.
Коэффициент запаса устойчивости штанги должен находиться в пределах 2...5.
Напряжения смятия в сферических наконечниках, МПа где rгол – радиус сферической головки; rгн – радиус сферического гнезда.
Напряжение см не должно превышать 2000 МПа.
Давление в головки штанги где fгол площадь проекции опорной поверхности головки штанги на плоскость, перпендикулярную к оси штанги, fгол = r2гол.
Допустимые значения давления [q] 80...100 МПа.
Внутренний диаметр втулки коромысла dвт.к = (0,47...0,60)dг.вп. Коромысло клапана проверяют на изгиб и сжатие (или растяжение). Расчетными сечениями являются сечения А-А со стороны клапана и сечение Б-Б со стороны распределительного вала (рис. 6.15).
Расчет коромысла ведется на первом участке для выпускного и на втором для впускного клапанов.
При расчете действующих сил в точке L следует учитывать силы инерции только массы клапанного комплекта (mк + mтар + mзам) и пружины (1/3 mпр). В точке D учитываются массы клапанного комплекта, пружины и коромысла.
Суммарное напряжение в сечении А А в сечении ББ где Wн и AZ-Z соответственно момент сопротивления и площадь сечения коромысла клапана; и - углы между плоскостями расчетного сечения и перпендикулярами к направлению соответствующей силы; FTD и FKL силы, действующие на концах коромысла, где Fк сила, приведенная к оси клапана; Fт сила, приведенная к оси толкателя; mк.к = mк + mтар + mзам масса клапанного комплекта.
Для нахождения опасного сечения обычно приходиться наметить и проверить ряд сечений (например В В).
Допускаемые напряжения для коромысел (рычагов) из различных материалов [МПа]:
Напряжение смятия опорной поверхности коромысла (ударник клапана) и регулировочного болта для цилиндрического ударника для сферического ударника сферической поверхности регулировочного болта где Е – модуль упругости материала; R – радиус опорной поверхности (ударника) коромысла; m – ширина ударника; r1 – радиус выпуклой (сферической) части штанги; r2 – радиус вогнутой части регулировочного болта. Напряжения смятия для ударников клапанов двигателей (МПа):
Втулки коромысла проверяется на удельное давление, которое должно быть в пределах [к] 80 МПа. При этом ось коромысла рассчитывается на срез и изгиб. Напряжения среза допускается не более [и] 150 МПа. Расчетное усилие для втулки и оси коромысла находится из уравнения моментов действующих на коромысло сил относительно одного из его концов.
В случае использования одной общей оси для всех коромысел или для нескольких из них ось может проверяться на жесткость путем определения стрелы изгиба. При этом расчет выполняется совершенно аналогично расчету на жесткость распределительного вала.
7. СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
Система охлаждения двигателя рассчитывается для номинального режима ( Pe max, en ). Расчет системы жидкостного охлаждения сводится к определению площади поверхности радиатора, основных размеров водяного насоса и подбору вентилятора. При расчете системы охлаждения воздушного охлаждения определяют площади поверхностей охлаждения ребер цилиндров и головки цилиндра.Исходными параметрами для расчета системы охлаждения является количество теплоты Q”›‘,которое необходимо отвести от двигателя в охлаждающую среду в единицу времени.
Отводимая теплота включает часть выделяющейся в цилиндрах двигателя теплоты, не преобразующейся в индикаторную работу и не уносимой с отработавшими газами, и теплоту, эквивалентную работе трения, возникающего при движении деталей двигателя. Для проектируемого четырехтактного двигателя жидкостного охлаждения количество отводимой теплоты можно определить по империческим формулам (Дж/с):
для карбюраторного двигателя для дизельного двигателя где H U низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг; H U количество теплоты, теряемой в связи с неполнотой сгорания из-за недостатка кислорода, кДж/кг; i число цилиндров; D диаметр цилиндра, см; C = 0,45...0,47коеффициент пропорциональности; n частота вращения коленчатого вала двигателя, мин 1 ; коэффициент избытка воздуха; m = 0,6...0.7 показатель степени.
При определении расчетного количества теплоты, рассеиваемой радиатором, иногда вводят эксплуатационный коэффициент запаса ', связанный с загрязненностью радиатора. Тогда количество теплоты, отводимой от двигателя охлаждающей жидкостью Вместимость системы жидкостного охлаждения (л) принимают на основе следующих соотношений:
Расчет сводится к определению площади поверхности охлаждения выбранного типа решетки радиатора, необходимой для передачи теплоты от охлаждающей жидкости к окружающему воздуху. При этом количество теплоты, отводимой от двигателя охлаждающей жидкостью (Qж.р), принимается равным количеству теплоты, передаваемой охлаждающему воздуху (Qвозд):
Qж.р = Qвозд Расчет жидкостного радиатора ведется в следующей последовательности.
1. Определение количества теплоты Qж.р, отводимой через систему охлаждения двигателя на режиме номинальной мощности (см. ранее).
2. Количество воздуха, проходящего через радиатор, м3/с где Свозд средняя удельная теплоемкость воздуха; Свозд=1,005 Дж/(кг К);
возд плотность воздуха при температуре 40 С (Твозд = 313 К), ВОЗД = 1, кг/м3.
Для конкретного значения ТВОЗД при неизменном давлении может быть определено по зависимости ВОЗД =1,293.273/ТВОЗД; Твозд.ВЫХ, Твозд.ВХ – температура воздуха за и перед радиатором, К. Твозд.ВХ принимают равной 313 К.
Т возд = Твозд.ВЫХ - Твозд.ВХ температурный перепад воздуха в решете радиатора, Т возд = (20…30)К.
Количество воздуха (м3/с), проходящего через радиаторы автотракторных двигателей находится в следующих пределах:
3. Циркуляционный расход охлаждающей жидкости (м /с), проходящий через радиатор (подача жидкости насосом).
где Ж плотность охлаждающей жидкости: для воды при t = 20 0 С, Ж = 1000 кг/м 3, для тосола А-40, Ж = 1075....1095 кг/м 3 ; C Ж удельная теплоемкость жидкости: для воды C Ж = 4,187 Дж/(кг К), для этиленгликоля C Ж = 3,84 Дж/(кг К); Tб.еХ, Tб.‰ћ› температура охлаждающей жидкости на входе и выходе радиатора,К. TЖ.ВХ принимают 368...365 К; TЖ перепад температур охлаждающей жидкости в радиаторе, К. При принудительной циркуляции воды в системе температурный перепад TЖ = 6...12 К.
Средняя температура жидкости в радиаторе Для автотранспортных двигателей TЖ.СР = 358... 365 K.
Средняя температура воздуха, проходящего через радиатор Для автотракторных двигателей Tвозд.ср = (323...328) K 4. Необходимая площадь поверхности охлаждения радиатора, м где K Ж коэффициент теплопередачи от охлаждающей жидкости в стенки радиатора, Вт/( м 2 К) Для автотракторных двигателей коэффициент теплопередачи принимается по опытным данным Вт/( м 2 К) Для радиаторов грузовых автомобилей и тракторов 80.... Площадь поверхности охлаждения радиаторов автотракторных двигателей составляет 7....60 м 2 и в зависимости от эффективной мощности автотракторных двигателей приблизительно находится в следующих пределах (м2):
5. Фронтовая (лобовая) поверхность радиатора, м где ВОЗД скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения машины ВОЗД = 6...24 м/с; H, B высота и ширина радиатора, м Фронтовую поверхность радиатора выполняют в виде квадрата, обеспечивая при этом равенство площадей: ометаемой вентилятором и фронтовой площади радиатора 6. Глубина сердцевины радиатора (м).
где P = AтАЂ /VР АД коэффициент компактности радиатора; VР АД геометрический объем радиатора Для современных радиаторов P = 600....1800 м 1.
Глубина сердцевины радиаторов (мм):
7. Выбор конструкции охлаждающей решетки радиатора и установление основных размеров охлаждающего элемента.
Жидкостной насос должен обеспечить расход жидкости через радиатор системы охлаждения. Расчетная производительность насоса (м 3 /с) определяется с учетом утечек жидкости из нагнетательной полости в всасывающую.
Исходные данные для расчета: подача насоса V Ж м 3 /с, создаваемый насосом напор H Ж и частота вращения крыльчатки nКР (мин 1 ).
Расчетная подача насоса (м 3 /с) где Н коэффициент подачи, учитывающий утечки жидкости из нагнетательной полости во всасывающую, Н = 0,8...0.9.
По необходимой подаче, Vж.р. задаваясь скоростью жидкости на входе в насос С1, определяют радиус входного отверстия крыльчатки где r 0 радиус ступицы крыльчатки, определяемый из конструктивных соображений в соответствии с креплением колеса на валу диаметра d, м. Значение r 0 = 0,012...0,03 м, большие значения r 0 относятся к двигателям с большим литражом; С1 скорость жидкости на входе в насос, м/с, С1 = 1...2,5 м/с;
Диаметр входного отверстия крыльчатки у существующих конструкций изменяется в пределах d1 = 34…66,5 мм.
Необходимая для создания давления жидкости окружная скорость, м/с, выхода жидкости с рабочего колеса ( на внешнем диаметре) где 2, 2 углы между направлениями скоростей жидкости на выходе из колеса и окружной скорости т.е. углы между направлениями скоростей соответственно С2 и U2, W2 и U2; H Ж расчетный напор насоса, определяют из условия преодоления всех сопротивлений системы и получения кавитационного запаса. Давление создаваемое насосами, находится в пределах (5…10)Па; Г гидравлический КПД насоса, Г = 0,6...0,7.
Для обеспечения Г = 0,6...0,7 принимают 2 = 8...12 0,и 2 = 12...50 0.
С увеличением 2 возрастает напор создаваемый насосом, поэтому достаточно часто этот угол доводят до 90о (радиальные лопатки). Однако с увеличением 2 КПД насоса снижается, поэтому большим значениям соответствуют меньшие значения Г.
Наружный радиус крыльчатки, м где nКР частота вращения крыльчатки, выбирается близкой к вращению коленчатого вала nКВ с учетом расположения насоса и конструкции привода, Окружная скорость (м/с) потока жидкости на входе (на радиусе r1) Угол 1 между относительной скоростью W1 и отрицательным направлением окружной входной скорости U 1 (на входе жидкости в рабочее колесо) определяется исходя из того, что угол 1 между векторами скоростей С1 и U1равен 90о (входная скорость U1 направлена вдоль оси вала) tq 1 = С1 /U 1.
Обычно 1 = 40...55 0, но может быть и меньше. На основании полученных данных производят построение профиля лопатки крыльчатки для получения безударного входа охлаждающей жидкости в насос. Обычно лопатки профилируют по дуге окружности. Для этого из центра О радиусом r2 проводят внешнюю окружность и радиусом r1 внутреннюю. На внешней окружности из произвольной точки В строят углы 2 с перпендикулярными сторонами.
Под углом 1 + 2 к радиусу ОВ проводят прямую до пересечения с окружностью радиуса r1 в точке К. Через точки В и К проводят прямую до пересечения с окружностью входа в точке А. Из середины отрезка АВ (точка L) восстанавливают перпендикуляр до пересечения со стороной угла 2 в точке Е, из которой как, из центра, дугой соединяют точки лопатки А и В, что и является искомым очертанием лопатки. Толщины лопатки у концов и в средней части, определяемые из технологических соображений и возможных кавитационных разрушений, составляют 3…10 мм.
Радиальная скорость (м/с) схода жидкости.
где Н Ж в Па, Ж в кг/м3.
Ширина лопатки на входе b1 и на выходе b 2 (мм) где z число лопастей на крыльчатке; 1 и 2 толщина лопатки соответственно на входе и выходе, мм (изменяется в пределах 3…5 мм).
В существующих конструкциях b1 = 10...35 мм, b 2 = 4...25 мм.
Мощность, затрачиваемая на привод насоса, кВт где М механический КПД водяного насоса; М = 0,7...0,9.
Значения PМ составляет 0,5...1,5 / 0 от номинальной мощности двигателя Вентилятор необходим для создания направленного воздушного потока, отводящего теплоту от радиатора. Привод вентилятора осуществляется от коленчатого вала клиноременной передачей. Окружные скорости ремней не должны превышать 30…35 м/с.
Передаточные числа привода вентилятора достигают 0,88…1,5. В системах охлаждения автотранспортных средств применяются как центробежные так и осевые вентиляторы. Центробежные вентиляторы часто применяются в системах воздушного охлаждения, а осевые вентиляторы (преимущественно пропеллерного типа) – в системах жидкостного охлаждения.
Тип вентилятора можно определить по условному коэффициенту быстроходности где Нв – напор, развиваемый вентилятором, Па; V возд количество воздуха, проходящего через радиатор (порога вентилятора), м/с; nв – частота вращения вентилятора, мин –1.
При nус = 15…100 используют центробежные вентиляторы, при nус =80…300 – осевые одноступенчатые.
Напор, развиваемый вентилятором, расходуется на преодоление сопротивлений всей воздушной сети с, Па где рс и с аэродинамические потери и коэффициент аэродинамического сопротивления всей воздушной сети; Р и Т – коэффициент аэродинамического сопротивления соответственно радиатора и воздушного тракта. Обычно Р /С 0,45…0,50; в скорость воздуха, проходящего через радиатор с учетом скорости движения автомобиля, м/с; в = (1…1,2)·Vавт/3,6, где Vавт– скорость движения автомобиля, км/ч.
Скорость воздуха перед фронтом радиатора, создаваемая вентилятором без учета обдува двигателя встречным потоком воздуха, не учитывают при расчете вентиляторов двигателей сельскохозяйственных тракторов вследствии малой скорости их движения.
Величину Нв можно определить на основании эмпирических выражений, графических зависимостей или статических данных. Для автотракторных двигателей Нв = 600…1000 Па.
Подача вентилятора, м/с где Qвозд – количество теплоты, отводимое от радиатора охлаждающим воздухом, Дж/с; возд – плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе, кг/м3; Свозд – теплоемкость воздуха при Т = 323…328, Дж/(кгК); Твозд – температурный перепад воздуха в решетке радиатора, Твозд = 20…30 К.
При определении основных конструктивных параметров радиатора коэффициент обдува КL стремятся сохранить равным единице. При этом условии фронтовая площадь решётки будет равна площади, ометаемой лопастями вентилятора, м где Aфр – фронтовая площадь решетки радиатора, м2.
Полученное значение Dл округляется до ближайшего в размерном ряду по ГОСТ 10616-73(…0,25; 0,265; 0,280; 0,300; 0,315; 0,335; 0,355; 0,375; 0,400;
0,425; 0,450; 0,475; 0,500; 0,530; 0,560; 0,600; 0,630; 0,670…). В двигателях существующих конструкций используются вентиляторы диаметром 0,25…0,67 мм.
Окружная скорость лопасти вентилятора на ее внешнем диаметре, м/с где л – коэффициент, зависящий от формы лопастей.
Для плоских лопастей л = 2,8…3,5; для криволинейных л = 2,2…2,9.
По соображениям акустического характера величина скорости Uв должна находится в пределах 70…110 м/с.
Частота вращения вала вентилятора, мин – Наивыгоднейший угол наклона лопасти к направлению воздушного потока изменяется пределах: у плоских лопастей = 40…45; у выпуклых лопастей = 35…40.
С увеличением угла наклона лопастей значительно возрастает мощность, необходимая на привод вентилятора. Ширина лопастей по хорде b в среднем равна 0,02…0,03 м; в отдельных случаях она достигает 0,08…0,12 м. При меньших числах лопастей вентилятора целесообразно принимать верхние значения из указанных пределов.
Число лопастей вентилятора z целесообразно выбирать минимальным, насколько позволяют габариты вентилятора, обеспечивающего необходимую подачу. Обычно число лопастей z принимают равным 4…7.
Диаметр ступицы Dст определяют из соответствующей формулы Зная Vвозд и принимая, исходя из сказанного выше и конструктивных соображений, внешний Rл и внутренний r радиусы лопастей, ширину b, число z и угол наклона лопастей по отношению к направлению воздушного потока проверяют соблюдение условия:
где Vвозд.ф – фактическая подача вентилятора, м /с:
где величины Rл, r, b в метрах; в – коэффициент, учитывающий сопротивление потоку воздуха при выходе его из-под капота.
Этот коэффициент почти линейно зависит от отношения площади fк выходных щелей капота к площади ометаемой лопастями вентилятора (равной Rл2), и выбирается в пределах 0,35…0,7 при fк/( Rл2) = 0,25…1,0.
Мощность, затрачиваемая на привод вентилятора, кВт через подачу и напора вентилятора где в – КПД вентилятора; для осевых клепанных вентиляторов, в = 0,32…0,40, а для литых в = 0,55…0,65.
Мощность Pв, затрачиваемая на привод вентилятора составляет 5…8% номинальной мощности двигателя Pе.
8. РАСЧЕТ СМАЗОЧНОЙ И ПУСКОВОЙ СИСТЕМ
ДВИГАТЕЛЯ
Расчет включает определение вместимости смазочной системы, конструктивных параметров масляного насоса, радиатора и расчета подшипников скольжения. исходной величиной для расчета элементов смазочной системы является количество масла, прокачиваемого через систему в единицу времени – циркуляционный расход.Вместимость смазочной системы (л). из условия обеспечения эксплуатационной надежности автотракторного двигателя где: Pe эффективная мощность двигателя, кВт; q удельная емкость смазочной системы, л кДж, значения q изменяется в пределах:
для бензиновых двигателей для бензиновых двигателей грузовых автомобилей и Вместимость смазочных систем некоторых отечественных автотракторных двигателей приведены в таблице 8.1.
Заправочная вместимость автотракторных двигателей Циркуляционный расход масла определяется с учетом количества теплоты Qм, которая должна быть перенесена маслом от деталей двигателя в охладитель, м с где: м плотность масла, м = 900... 920 кг 3 ; C удельная теплоемкость теле: для бензиновых двигателях T = 10... 15 К; для дизелей. T = 20...
25К; Q М количество отводимой от двигателя теплоты, кДж с.
где: GТ часовой расход топлива, кг/ч; Hu – низшая теплота сгорания топлива, кДж кг ; q м относительный теплоотвод через смазочную систему;
Производительность масляного насоса определяют на основании потребного циркуляционного расхода масла. В связи с необходимостью обеспечения требуемого давления масла в магистрали при работе двигателя при различных скоростных диапазонах с разной температурой масла и при износе трущихся пар двигателя и насоса действительную подачу Vд насоса принимают несколько большей, чем циркуляционный расход Расчетная подача насоса ( м с ) где Н объемный коэффициент подачи насоса, учитывающий утечки масла через неплотности и влияние других факторов; Н = 0,6... 0,8.
Основные размеры зубчатого масляного насоса определяют из условия, что объем впадин между зубьями шестерен насоса равен объему зуба. Тогда расчетная подача насоса ( м с ) через размеры шестерен где D0 диаметр начальной окружности шестерни, м; h – высота зуба, м; b – длина зуба, м; n н частота вращения насоса, мин-1.
Принимается допустимая окружная скорость шестерни на внешнем диаметре Vш, которая не должна превышать 8... 10 м/c, и выбирается частота вращения вала насоса n Н ( мин1 ) с учетом отношения частот вращения коленчатого вала и ведущей шестерни насоса в пределах 0,7... 1 (дизели) или 1,5... 2 (карбюраторные двигатели).
Тогда наружный диаметр шестерни насоса (мм) Приняв стандартный модуль зацепления (m = 3 … 6 мм) и число зубьев z (z = 7 …12), уточняют наружный диаметр шестерен (мм) Значение DШ находится в пределах 25... 60 мм.
Требуемая длина зубьев (ширина шестерни) определяется из выражения, принимая значения h = 2m b, D0 = z m Значение b изменяется в пределах 20... 50 мм.
Мощность (кВт), затрачиваемая на привод масляного насоса где М.Н механический КПД масляного насоса : М.Н = 0.85... 0.9; pН – рабочее давление масла в системе, МПа:
В автотракторных двигателях существующих конструкций Pн = 0.4...2 кВт.
Расчет заключается в определении площади охлаждающей поверхности радиатора, необходимой для передачи теплоты, отводимой маслом от двигателя, к охлаждающему телу. Требуемая охлаждающая поверхность масляного радиатора, м где QМ.Р количество теплоты, отдаваемой радиатором, Дж/с:
где К м полный коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающему телу Вт /( м 2 К ) ; Т М.СР, Т охл..СР средняя температура соответственно масла в радиаторе, К, где Т р.вых температура масла на выходе из радиатора (т.е. температура масла, поступающего в двигатель или находящегося в поддоне), Т р.вых = 343 … 363 К; Т р.вх температура на входе в радиатор, К;
где Т м степень подогрева масла в двигателе, ориентировочно в карбюраторных двигателях Т м = 10 … 15 град. и в дизелях Т м = 293... К. Средняя температура масла в радиаторе находится в пределах 348 …363 К.
Средняя температура охладителя, проходящего через радиатор (воздуха или воды), проходящего через радиатор, К.
где Т охл.вх температура охладителя на входе в радиатор, К (для воздушно – масляных радиаторов Т охл.вх = 313 К; Т охл степень подогрева охладителя (для воздуха при прохождении через решетку масляного радиатора Т охл = … 5 град).
Для водомасляных радиаторов среднюю температуру охлаждающей жидкости, омывающей радиатор, принимают равной температуре воды, входящей в двигатель, т.е. Т охл..СР = 348 …358 К.
Коэффициент теплопередачи Км ( Вт /( м 2 К ) ) 1 коэффициент теплоотдачи от масла к стенкам радиатора, где Вт /( м 2 К ) ; толщина стенки радиатора, м ( = (2...4) 10 4 м); Т коэффициент теплопроводности стенок, Вт /( м К ) ; 2 коэффициент теплоотдачи от стенок радиатора к охладителю, Вт /( м 2 К ).
Значения 1, Т, и 2 принимают по опытным данным. Величина 1 в зависимости от скорости движения масла М Вт /( м 2 К ) :
для трубок с завихрителями и М = 0,5... 1,0 м/с 800... 1400.
Значение Т зависит от материала радиатора и составляет, Вт /( м К ) Величина 2 в зависимости от вида охлаждающего тела, Вт /( м 2 К ).
Полный коэффициент теплопередачи К м, Вт /( м К ) :
В существующих конструкциях площадь поверхности охлаждения воздушно-масляного радиатора находится в пределах 1... 3 м 2.
Расчет подшипников скольжения шатунных и коренных шеек коленчатого вала проводится на основе гидродинамической теории смазки и состоит из определения минимально допустимого зазора между валом и подшипником, при котором сохраняется жидкостное трение (рис. 8.1).
Последовательность расчета.
1.Задается величина диаметрального зазора. При расчете подшипников скольжения автотракторных двигателей значения диаметральных зазоров могут быть определены из формул (мм);
минимальный зазор:
для карбюраторных двигателей для дизелей максимальный зазор ренной шейки, мм.
Для автотракторных двигателей с диаметром шеек 50... 100 мм ориентировочно диаметральный зазор находится в пределах:
для подшипников, залитых баббитом для подшипников, залитых свинцовистой Для некоторых отечественных двигателей предельные диаметральные зазоры приведены в табл. 8.1. 2. Условное давление на единицу площади диаметральной проекции (МПа) где RШ нагрузка на подшипник за рабочий цикл (определяется из динамического расчета двигателя по развернутой полярной диаграмме нагрузок на шейку); l ш – длина опорной поверхности вкладыша.
Диаметральные зазоры в шатунных и коренных подшипниках Двигатель Диаметральный зазор(мм) Двигатель Диаметральный зазор(мм) АЗЛК - 412 0.02...0.064 0.014...0.057 ЯМЗ - 238 0.056...0.184 0.076... 0. ВАЗ – 2121 0.036...0.086 0.05...0.095 КамАЗ - 740 0.0895...0.1295 0.144...0. ЗМЗ - 24 0.024...0.063 0.036...0.079 D – 240 0.065...0.123 0.07...0. ЗМЗ - 53 0.030...0.067 0.026...0.071 D – 260T 0.035...0.103 0.045...0. ЗИЛ-130 0.026...0.072 0.026...0.085 CMD - 60 0.09...0.106 0.1...0. Для гидродинамического расчета подшипника рассчитываются следующие значения удельных давлений:
По К СР производят тепловой расчет подшипника, по СР определяют минимальную толщину масляного слоя и по K max выбирают антифрикционный материал, усталостная прочность которого обеспечит необходимую долговечность работы узла.
3. Задаются давление и температурой масла на входе в подшипник:
для бензиновых двигателей p нас = 0,3... 0,4 МПа; Т ВХ = 343... 348 К;
4. Подбирается сорт моторного масла, соответствующий условиям работы подшипника, соответствующие условия работы, моторное масло. При этом следует ориентироваться на существующие конструкции двигателей, аналогичных проектируемому.
Для ориентировочного выбора группы масла можно рекомендовать:
для бензиновых двигателей:
– при = 6,5 … 7,5 и n = 3000 … 4000 мин-1 – масла группы В1;
– при = 8 …9 и n = 5000 … 6000 мин-1 – масла группы Г1;
для дизелей предложен условный показатель W напряженности работы масла в двигателе [19]:
где GТ – часовой расход топлива, кг/ч; F – суммарная площадь рабочих поверхностей зеркала цилиндра, днища поршня, головки цилиндра, м2; i – число цилиндров; G м - емкость системы смазки, кг; К = 1,0 – для бзнаддувных двигателей; К = 1,3 для двигателей с наддувом; K = 1,7 – для двигателей воздушного охлаждения; K = 1,0 – для двигателей жидкостного охлаждения.
Тогда для тракторных дизелей по величине W выбирают:
W = до 150 – масла группы Б2; W = 197 … 223 – масла группы В2; W = … 648 – масла группы Г2.
5. Задаваясь одновременно тремя предполагаемыми значениями температур масла на выходе Т вых, определяют средние температуры Т СР масла в масляном слое где Т вых = 353... 383 К По полученным значениям средних температур масла в слое находят по графику (рис.8.2) соответствующие им значения динамической вязкости.
б) определяют коэффициент нагруженности Ф подшипника, как функцию от условного давления, относительного зазора, динамической вязкости масла и частоты вращения вала.
где К СР – среднее условное давление за рабочий цикл, МПа; = d Ш – относительный зазор; – динамическая вязкость масла, Па с. n – частота вращения коленчатого вала, мин1 ; – диаметральный зазор, мм.
Рис. 8.2. Вязкостно – температурные кривые моторных масел:
Зная коэффициент нагруженности при различных ТСР, по графику (рис. 8.2) находят относительный эксцентриситет.
6. Производят тепловой расчет подшипника (для всех значений ). При этом для расчета теплового баланса необходимо раздельное определение количество выделяющейся в подшипнике и отводимой от него теплоты.
а). Количество теплоты, выделяющейся в подшипнике в результате трения, кДж/с где K cр – в МПа; d ш и l ш – в мм; – угловая скорость вращения шейки, мин-1; f – коэффициент трения, f = 0,002... 0,008.
Коэффициент f при жидкостном трении определяют с помощью вспомогательной функции, зависящей от отношения длины подшипника к диаметру и эксцентриситета, по формуле где и d измеряют в одинаковых размерах.
Функция на основании экспериментальных данных может быть найдена из рис. 8.3, а и б.
Для применяемых масел произведение С М М примерно постоянно и равно 1800... 1900 кДж /(кг К ) ;
Количество масла, циркулирующего через подшипник кг / м 3, где qТ – коэффициент, учитывающий масло, выходящее из нагруженной части подшипника (зона, в котрой развивается гидродинамическое давление);
Рис.8.3. Зависимость относительного эксцентриситета от коэффициента подшипника, рис 8.5.
где – коэффициент пропорциональности, определяют по диаграмме (рис.
8.6.) в зависимости от относительного эксцентриситета.
Температура среды Т 0 для коренных подшипников можно брать равной температуре окружающего воздуха, а для шатунных подшипников – температуры среды в картере.
В ряде случаев величину Qш из-за ее малости по сравнению с величиной Qтр в расчетах не учитывают ( Qш = (0,1 … 0,15) Qтр ).
Рис. 8.4. Величина в функции от эксцентриситета при различных l/d:
7. Уравнение теплового баланса имеет вид Решение уравнения позволит получить величину наибольшей температуры смазки в несущем слое подшипника, создающейся в зоне минимальной его толщины.
Это решение наиболее целесообразно искать графически, а результаты расчета сводить в таблицу 8.3.
В итоге для каждого значения средней температуры будет известно количество теплоты, выделяющейся в подшипнике QТР и отводимой от него ( Q М + QШ ). По этим данным строят графики зависимостей количества выделяющейся (отводимой) теплоты от средней температуры масла (рис.8.7).
Точка пересечения кривых, в которой QТР = Q М + QШ, и определяет фактическую среднюю температуру масла в слое (соответственно для MIN, МАХ ).
Имея значения средней температуры несущего слоя, по графику находят действительную для данного режима работы вязкость принятого масла, и пользуясь формулой 8.13. рассчитывают коэффициент нагруженности подшипника Ф пор значениям среднего удельного давления в петле максимальных нагрузок К ' ср.
Рис.8.5.Зависимость коэффициента расхо- Рис.8.6. Зависимость коэффициента от эксцентриситета да через нагруженную часть от эксцентриситета.
min Tср max Tср 8. По графику (рис.8.6) находят относительные эксцентриситеты, соответствующие полученным коэффициентам нагруженности Ф.
9. Определяют минимальную толщину масляного слоя, соответствующих MIN и МАХ.
10. Определяют коэффициент запаса надежности подшипника.
Дж/c Рис. 8.7. График теплового баланса.
Для пуска двигателя необходимо, чтобы частота вращения его вала обеспечивала условия возникновения и нормальное протекание рабочих циклов в цилиндре.
Минимальная скорость проворачивания коленчатого вала, при котором осуществляется надёжный пуск двигателя, называется пусковой частотой вращения. Она зависит от способа смесеобразования и зажигания, от температуры всасываемого воздуха и температуры двигателя, от его типа и конструктивных особенностей, степени изношенности деталей и т.п.
Основные условия для начала самостоятельной работы двигателя является превышение среднего индикаторного момента, развиваемого им в процессе пуска, над средним моментом сопротивления ДВС. Момент сопротивления Tср проворачиваемого вала двигателя зависит от температуры окружающей среды, степени сжатия, частоты вращения, вязкости масла, числа и расположения цилиндров. Мощность пускового устройства определяется моментом Tср и пусковой частотой конкретного двигателя.
Расчёт системы пуска двигателя выполняется в следующей последовательности:
1. С учётом типа двигателя принимают (рассчитывают) марку масла (см.
смазочную систему) и определяют его кинематическую вязкость. В соответствии с требованиям ГОСТ 20000-82 предельная температура холодного закуска автотракторных дизелей со штатной пусковой системой считают – С при обычных зимних маслах и –20 0 С при применении загущённых масел.
Расчётная вязкость данной марки масла для заданной температуры окружающего воздуха определяется по вязкостно-температурным характеристикам смазочных масел рис. 8.8.
2. Выбирают пусковую частоту вращения коленчатого вала двигателя nп.
3. Определяют расчётный средний момент сопротивлению проворачиванию коленчатого вала двигателя T С.СР, Нм, по формуле где pT – среднее давление трения, Па; – количество тактов рабочего цикла двигателя; Vh – рабочий объём двигателя, л ;
Для бензиновых двигателей при nп =50…150 мин –1;
Рис. 8.8. Вязкостно-температурные характеристики смазочных масел:
1- М-10Г2; 2-М-8В; 3-М-8ДМ; 4-М-В3; 5-М-6ГФС; 6-М-43/8В 4. Требуемая мощность пусковой системы, кВт где к – коэффициент, учитывающий возможное снижение мощности пускового устройства в процессе эксплуатации : к = 1,1…1,5; пер = КПД зубчатой передачи в приводе пускового устройства, зависящий от числа зубчатых пар; для передачи с одной парой шестерён пер = 0,85.
Представленное учебное пособие составлено на основе государственного стандарта и отвечает тем требованиям, с какой степенью детализации следует освоить эту дисциплину. Прежде всего, полученные знания должны быть достаточными для того, чтобы правильно понять технические возможности автомобиля с целью совершенствования тягово-скоростных и топливноэкономических свойств в условиях эксплуатации.
При проектировании двигателей внутреннего сгорания следует учитывать, что уже сейчас многие заводы-изготовители переходят на современную технологию с использованием средств вычислительной техники, оснащения двигателей электронной системой впрыска топлива, управления газораспределения, охлаждения, степенью сжатия, управления оптимальными режимами движения и торможения. В дальнейшем развитии механизации и автоматизации производства двигателей эти тенденции будут углубляться. Этим предопределяются высокие требования к изучению конструкции и выполнению точных расчетов двигателей.
Вторая особенность изучения этой дисциплины заключается в том, что автомобилестроение представляет собой весьма динамичную систему и при изложении этого материала необходимо знать те проблемы, которые стоят в будущем перед проектировщиком.
Особого внимания заслуживают вопросы правильного и последовательного выполнения теплового и динамического расчетов, которые изложены в данном учебном пособии достаточно полно, даны сравнительные результаты расчета различных двигателей, приведены схемы механизмов, справочный материал для проектирования. Более полно эти вопросы освещаются в специальной литературе.
На основе представленного материала можно перейти к оптимальному проектированию. В этой области ведутся исследования по алгоритмам оптимизации и имеется опыт работы кафедры «Основы проектирования машин»
Ульяновского госуниверситета по теории нелинейного прграммирования, которая в будущем приведет к численным методам оптимизации.
Авторы надеются, что данное учебное пособие поможет студентам, инженерам-конструкторам в улучшении свойств двигателей для автотранспортных средств.
Основные данные карбюраторных четырехтактных двигателей Частота вращения коленчатого вала 4200- 4000 2600 5600 при номинальной мощности nN, мин цилиндра S/D Рабочий объем цилиндра двигателя 1,197 2,445 3,484 1,451 2, Vл, дм /л Удельная мощность на 1 дм2 Nл,, 24,6 21,6 15,8 38,9 25, Скорость поршня п.ср. при nN, м/с Максимальный крутящий момент 74,6 166,8 206,0 105,9 171, те nм, об/мин Среднее эффективное давление при 0,67 – 0,65 0,73 0,83 номинальной мощности Рe, МПа 0, Среднее эффективное давление при 0,78 0,86 0,74 0,92 0, максимальном крутящем моменте (8,0) (8,8) (7,5) (9,4) (9,0) РeM, МПа (Н/см ) лива gemin, г/кВт · ч (г/л.с. · ч) (245) (250) (250) (225) (225) 1. Автомобильные двигатели / Аргангельский В.М., Вихерт М.М., Войнов А.Н. и др. Под ред. Проф. Ховаха М.С.- М: Машиностроение, 1977. – 591 с.
2. Артамонов М.Д., Марин М.М. Основы теории конструирования автотракторных двигателей. Ч. 1. Теория автомобильных и тракторных двигателей. Учебник для вузов. – М:
Высшая школа, 1973. – 206 с.
3. Белов П.М., Бурячко В.Р. Двигатели армейских машин. Часть первая. Теория.- М:
Воениздат,1971. –512 с.
4. Белов П.М., Бурячко В.Р. Двигатели армейских машин. Часть вторая. Конструкция и расчет.- М: Воениздат,1971. – 512 с.
5.Болтинский В.Н. Теория. Конструкция и расчет тракторных и автомобильных двигателей.- М.: Сельхозиздат, 1962. – 391 с.
6.Ваншейд В.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. –Л.:Судостроение, 1977.–391 с.
7.Вихерт М.М., Доброгаев Р.П. и др. Конструкция и расчет автотракторных двигателей./ Под ред. Проф. Степанова Ю.А.- М.: Машиностроение, 1964. – 552 с.
8.Гаврилов А.К. Системы жидкостного охлаждения автотракторных двигателей. - М.:
Машиностроение, 1966. – 240 с.
9.Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей. 4е издание/ Под ред. А.С.Орлина, М.Г.Круглова.- М.: Машиностроение, 1983. –372 с.
10.Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издание/ Под ред. А.С.Орлина, М.Г.Круглова.- М.:
Машиностроение, 1984. – 384 с.
11.Двигатели внутреннего сгорания. Системы поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издание./ Под ред. А.С.Орлина, М.Г.Круглова.- М: Машиностроение, 1985. –465 с.
12.Дизели. Справочное пособие конструктора./ Под ред. проф. Ваншейдта В.А. и др.- Л.:
Машиностроение 1977. – 480 с.
13.Дмитриев В.А. Детали машин.- Л.: Судостроение, 1970. – 792 с.
14.Дьяченко Н.Х., Костин А.К. и др. Теория двигателей внутреннего сгорания./ Под ред.
Н.Х.Дьяченко.- Л.: Машиностроение, 1974. – 551 с.
15.Дьяченко Н.Х.,Харитонов Б.А. Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания./ Под ред. проф. Дьяченко Н.Х. –Л.: Машиностроение, 1979. – 332 с.
16.Железко Б.Е. и др. Расчет и конструирование автомобильных и тракторных двигателей:
Учебное пособие для вузов.- М.: Машиностроение, 1987.– 247 с.
17.Колчин А.И., Демидов А.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей.- М.:
Высш. школа, 1980. – 400 с.
18.Луканин В.Н., Морозов К.А. и др. Двигатели внутреннего сгорания Кн. 1. Теория рабочих процессов./ Под ред. проф. Луканина В.Н.- М.: Высш. школа, 1995. – 368 с.
19.Луканин В.Н., Морозов К.А. и др. Двигатели внутреннего сгорания Кн. 2. Динамика и конструирование./ Под ред. проф. Луканина В.Н.- М.: Высш. школа, 1995. – 319 с.
20.Мамедова М.Д., Васильев Ю.Н. Транспортные двигатели на газе.- М.: Машиностроение, 1994. – 224 с.
21.Микутенок Ю.А. и др. Смазочные системы дизелей.- Л: Машиностроение, 1986. –125 с.
22.Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей.- М.: Колос, 1992. – 414 с.
23.Попык К.Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей.- М: Машиностроение, 1970. – 328 с.
24.Танатар Д.Б. Компоновка и расчёт быстроходных двигателей. – М: Морскрй транспорт, 1952. – 368 с.
«