Материал: Проект дизельного двигателя для сельскохозяйственного трактора номинальной мощностью 70 кВт

,

В сечении C-C

Рис. 11. Расчетная схема для определения напряжений в кривошипной головке шатуна при сжатии

Для расчета от сжимающей силы воспользуемся расчетной схемой на рис. 10 . При угле заделки φз = 130° из графика на рис. 10 находим значения

M0 = - 0,005Pсж ·0,5c=-0,005··0,5·0,1= -17,2 Н·м;

N0 =0,028Pсж=0,028·68771,99= 1955 Н.

Момент и продольная сила на участке BC равны

.

Определим момент M2 и силу N2 в сечении C-C (см. рис. 11, приняв α0=40, φ= 130º). Подставив значения величин в уравнение, получим M2 =96,61 Н·м, N2 =8765,12 Н.

6.3 Расчёт подшипников скольжения

Площадь поршня Fп=0,0950 м2; диаметр шатунной шейки dшш=0,065 м; длина опорой части шатунной шейки lшш=0,032 м; частота вращения коленчатого вала на номинальном режиме n=2400 мин-1; давление масла на входе в подшипник pм=0,2 МПа; температура масла на входе в подшипник 80°С; радиальный зазор в подшипнике δ= 0,08·10-3 м; плотность масла при 20°С ρ20=905 кг/м3; динамическая вязкость масла при средней температуре масляного слоя 100°С ηср= 0,018 Па·с.

В результате динамического расчета и построения векторной диаграммы давлений на шатунный подшипник получим среднее давление, отнесенное к площади поршня,

,

где n - число делений на которые поделен график изменения удельной нагрузки на шатунную шейку по углу поворота кривошипа; Ri - значение давления в этих точках .

Средняя нагрузка на подшипник

P = RсрFп=6,033·106·0,095=57314Н =57,3кН.

Определим давление на 1 м2 площади проекции подшипника

k=P/(dшшlшш)=57314/(0,065·0,032)=27,56 МПа,

Относительный зазор в подшипнике

ψ=2δ/dшш=2·0,08/65=0,0025.

Находим коэффициент грузоподъемности подшипника

Φ=2ψ2k/(ηсрω)=2·0,00252·27,56·106/(0,018·251) =76,3.

Здесь ηср - динамическая вязкость масла при средней температуре слоя масла, соответствующей балансу энергии при данном режиме работы двигателя; ω - угловая скорость коленчатого вала.

По вычисленному значению Φ используя диаграмму (рис. 5) определяем необходимый эксцентриситет χ=0,97.

Минимальная толщина слоя масла между подшипником и шейкой определяется как

hmin= δ(1-χ)=0,08·10-3·(1-0,97)= =0,24·10-5м.

В действительности минимальная толщина слоя масла должна быть больше суммы высот неровностей поверхностей шатунной шейки (hшш=0,007мм, после чистового шлифования) и подшипника (hп=0,013мм, после алмазного растачивания).

Коэффициент запаса подшипника по толщине слоя масла

Sзап = hmin/(hшш+hп) = 0,24·10-2/(0,007+0,013) = 1,2

Зная относительный эксцентриситет χ шатунной шейки в подшипнике, определяют коэффициент q1 торцового расхода смазочного материала. На рис. 4а представлены графики изменения q1 в зависимости от χ и lшш/dшш при угле охвата φ=180°. В нашем случае q1=0,16

Коэффициент расхода смазочного материала q0 на выходе из нагруженной части слоя масла подшипника с цилиндрической расточкой определяют по диаграмме (рис. 5б).

q0=0,01.

Плотность масла при температуре t=100°C

,

где ρ20 - плотность смазочного материала при выбранной температуре подшипника, кг/м3, kv - температурный коэффициент объемного расширения, для ориентировочной плотности kv = 68,8·10-5 1/°С.

Тогда

Окружной расход, определяемый количеством налипшего смазочного материала,

Коэффициент сопротивления f шипа вращению с учетом трения в нерабочей части зазора подшипника при смазывании через верхнюю половину вкладыша определяется по диаграмме (рис. 5в).

f=12.

Зная коэффициент сопротивления вращению f и коэффициент расхода смазочного материала q1, можно определить приращение температуры в слое масла

где Cм - удельная теплоемкость смазочного материала при данной температуре t, Дж/(кг·°С). Отмети м, что

Температура смазочного материала на входе в слой масла

tвх=t0 + Δtq0/q1=20+54·0,01/0,16=23,4 ºС.

Средняя температура смазочного материала в зазоре

tср= tвх+ 0,5Δt=23,4+0,5∙54=50,4 ºС.

Тогда расход смазочного материала, необходимый для обеспечения работоспособности подшипника

где q2=βΦ(dшш/lшш)2(pм/k)=0,6∙76,3(0,065/0,032)2∙(0,2/27,56)==1,37;

β - коэффициент, определяемый по графику на рис.5г в зависимости от угла охвата (φ=120…150°) и относительного эксцентриситета χ; pм - давление масла; k - давление на 1 м2 площади проекции подшипника.

В нашем случае

Потери мощности на трение в подшипнике

Рис. 5. Кривые коэффициентов расхода и сопротивления: а - через нагруженную часть смазочного слоя торца при φ=180°; б - на выходе из нагруженной части смазочного слоя торца; в - сопротивление шипа вращению при φ=180°; г - объемного расхода смазочного материала

6.4 Расчет шатунных болтов

Расчет усилия затяжки шатунного болта для серийного шатуна проведем при следующих исходных данных: массы - поршневой группы - 2,755 кг;

шатун - 2,7 кг; массы, разнесенные по головкам - m1 = 0,675 и m2 = 2,025 кг. Максимальная частота вращения холостого хода nхх=2500 мин-1 (ω=260 мин-1). Длина шатуна l= 0,230 м; радиус кривошипа r= 0,0625 м; λ = r/ l = 0,272. Масса крышки кривошипной головки шатуна - 0,405 кг.

Расчет усилия затяжки. Крышка шатуна нагружается в ВМТ в начале такта впуска силой инерции поступательно движущихся и вращающихся масс шатуна, расположенных над плоскостью разъема кривошипной головки:

Подставив значения исходных величин в формулу получим  =-25278,01 Н.

На один шатунный болт приходится нагрузка -12639 Н.

Приняв коэффициент основной нагрузки резьбового соединения χ=0,18, а коэффициент запаса плотности стыка ν= 3, найдем усилие затяжки болта, которое обеспечит заданный коэффициент запаса:

= 3(1-0,18)∙12639= 31091,94 Н.

Найдем усилие R, необходимое для деформирования вкладышей, имеющих выступание в среднем =0,025…0,03 мм

                                                         (22)

где E=1,9∙1011 Н/м2 - модуль упругости материала основания вкладыша;

F=1.32∙10-4 м2 - площадь поперечного сечения вкладыша

r = 0,0335м - средний радиус вкладыша.

Подставив исходные данные получим R= 5960,6 Н.

Общее усилие на болт равно

37053 Н.

Если взять достаточно приближенную формулу ( в сторону завышения) для определения момента затяжки в виде

,

где k =0,08…0,2 - безразмерный коэффициент; d =0,010 м- наружный диаметр резьбы, то получим Mз=56 Н∙м.

Напряжение от усилия предварительной затяжки в минимальном сечении резьбы (d1=0,0085 м, F1 = 56,7·10-6 м3) равно

 Мпа.

При работе двигателя на шатунный болт действует растягивающая сила равная  Н. Максимальная нагрузка на шатунный болт равна 2275+37053= 39328Н, а минимальная - 37053 Н.

Максимальные и минимальные напряжения в минимальном сечении резьбы равны

 Мпа;  Мпа.

Среднее и амплитудные напряжения равны

 Мпа;  Мпа.

Запас прочности шатунного болта в минимальном сечении резьбы равен

6.5 Расчёт цилиндро-поршневой группы

Расчет поршневых колец

Поршневые кольца выполняют следующие основные функции: предотвращают утечку газов из цилиндра; передают тепло от поршня к стенкам цилиндра; предохраняют камеру сгорания от попадания в нее смазки из картера двигателя, предотвращая чрезмерный угар масла; служат для регулирования смазки поршня и колец во время их движения по цилиндру.

Расчетными параметрами кольца являются радиальная толщина, размер и форма в свободном состоянии, обеспечивающие заданные значения и эпюру давления кольца на стенку цилиндра. Кроме того, проверяют запас прочности кольца в рабочем состоянии и при надевании на поршень.

Материал кольца - серый чугун (СЧ15): Е = 1·105 МПа;

Среднее радиальное давление кольца на стенку цилиндра (компрессионное кольцо):

где Е - модуль упругости;D = 110 мм - диаметр цилиндра; t = 4 мм - ширина кольца; А0 = Δс - Δр=9 мм; Δс и Δр - зазоры в свободном и рабочем состоянии.

Среднее радиальное давление кольца на стенку цилиндра (маслосъемное кольцо):

где t = 4,5 мм - ширина кольца.

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии (компрессионное кольцо):

 ;

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии (маслосъемное кольцо):

Монтажные напряжения (напряжения при надевании компрессионного кольца на поршень):

,

Монтажные напряжения (напряжения при надевании маслосъемного кольца на поршень):

 = 2 - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца.

Расчет зазора в замке в холодном состоянии

Δз=Δ3’+ πD[αk(Тk - Т0) - αц(Тц - Т0)] ,

Δз’ = (0,0005…0,0010)D мм - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя.

Примем Δз’ = 0,06 мм.

αк, αц - линейный         коэффициент температурного расширения кольца и цилиндра αк = αц = 0,000011.

Т0 = 293К - начальная температура;

Тk, Тц - соответственно температура кольца, стенок цилиндра в рабочем состоянии; Тk = 478...573 К; Тц = 383...388 К. Примем Тk = 525 К, Тц = 385 К.

Тогда

Δз= 0,06+3,14·110·[11·10-6(525-293) - 11·10-6(385-293)]=0,032 мм

Построение эпюры давлений кольца:

Рφ = μ·Рср - давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности.

Расчет проводился по программе EXLE. Результаты вычислений от действия давления кольца компрессионного на стенку цилиндра указаны в таблице 6.

Таблица 6

По таблице 7 строим эпюру давления компрессионного кольца на стенку цилиндра

Рис.20. Эпюра давлений компрессионного кольца на стенку цилиндра

Результаты вычислений от действия давления маслосъемного кольца на стенку цилиндра указаны в таблице 7.

Таблица 7

По таблице 8 строим эпюру давления маслосъемного кольца на стенку цилиндра (рис. 21).

Рис.21. Эпюра давлений маслосъёмного кольца на стенку цилиндра

Расчет поршневого пальца.

Поршневой палец изготовлен из легированной стали 40ХН (σ-1 =460…600 МПа), на него действует максимальная нагрузка на такте впуска от сил инерции массы поршневой группы при работе на режиме максимальной частоты вращения холостого хода:

где mпг - масса поршневой группы (без массы поршневого пальца); ωххmax= (πnххmax)/30 - угловая частота вращения коленчатого вала на режиме холостого хода при максимально допустимой nххmax; r - радиус кривошипа; λ=r/lш; lш - длина шатуна.

Кроме того, на номинальном режиме, на поршневой палец на такте расширения действует нагрузка:

Рис. 13. Расчетная схема поршневого пальца

где pz - максимальное давление сгорания на расчетном режиме; p0 - атмосферное давление; ω - угловая частота вращения коленчатого вала на этом же режиме.

Основным критерием при оценке износостойкости пальца являются удельные нагрузки на втулку шатуна  и на бобышки поршня  (рис. 13).

Удельная нагрузка пальца на втулку шатуна

от суммарных сил

от сил инерции

где Ps - суммарная сила давления газов при сгорании и сил инерции от массы поршневой группы;  - сила инерции в ВМТ от массы поршневой группы на режиме nххmax; a=0,039 - длина втулки: dп = 0,037- диаметр пальца.