Тепловой расчет змз 24

           7 .Кинематический расчет двигателя.

 

Перемещение поршня, мм,

где R- радиус  кривошипа , м,

 

 

 

Скорость поршня, м,

где ω – угловая скорость коленчатого вала , рад/с,

 

 

 

Ускорение поршня , м/с²,

 

Результаты расчетов заносим в таблицу 4.

 

Таблица 4 Результаты кинематического расчета двигателя.

 

φ, град	Sn, мм	Vn, м/с	J, м/с2
0	0	0	12923.175
30	7,43	11.266	10157.064
60	26,62	18.622	3634.643
90	50,16	20.096	-2826.945
120	70,62	16,185	-6461.587
150	83,64	8,83	-7330.12
180	88	0	-7369.286
210	83,64	-8,83	-7330.12
240	70,62	-16,185	-6461.587
270	50,16	-20.096	-2826.945
300	26,62	-18.622	3634.643
330	7,43	-11.266	10157.064
360	0	0	12923.175

 

По этим данным строим графики рис. 3. 

             8. Динамический расчет двигателя.

 

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции, для различных положений коленвала. Динамический расчет следует выполнять в следующей последовательности:

1. Развернуть индикаторную диаграмму по углу поворота коленвала, взяв за начало отсчета начало хода впуска (точку r ).

P_г = Р – Р₀

где Р – давление на индикаторной диаграмме, МПа

 

P_г = 0,118 -  0,1 = 0,018

 

2. Рассчитать удельную силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс шатунно-поршневой группы, МПа:

где F_n    – площадь поршня, мм²,

m_j – масса   тел, совершающих возвратно-поступательное движение, кг,    m_j = m_n + m_шn ;

        m_n   – масса поршневой группы, кг;

        m_шn – масса       шатуна,  сосредоточенная    на  оси поршневого пальца,    кг, m_шn = 0,275m_ш ;

       m^’_n – конструктивные массы на 1м² площади поршня, кг. Примем 150, кг.

m_ш – масса шатуна, кг.

 

 

Суммарная удельная сила приведенная  к центру поршневого кольца, МПа

МПа

 

3. Удельные силы, МПа, действующие:

по шатуну

на стенку цилиндра

по кривошипу

по касательной к  окружности, описываемой центром  шатунной шейки

где β – угол отклонения шатуна от оси цилиндра, β = arcsin (λ sin φ).

Крутящий момент одного цилиндра

Результаты динамического  расчета следует свести в таблицу 5.

 

Таблица 5 Результаты динамического  расчета двигателя.

 

φ град		МПа	P∑ МПа	tgβ	МПа	1 cosβ	МПа	cos(φ+β) cosβ	МПа	sin(φ+β) cosβ	МПа	Мкр,ц Н·м
0	0,018	-1.822	-1,792	0	0	1	-1,792	1	-1,792	0	0	0
30	-0,023	-1.433	-1,463	0,141	-0,206	1,010	-1,477	0,795	-1,163	0,622	-0,909	-243
60	-0,023	-0,5	-0,53	0,248	-0,131	1,030	-0,546	0,285	-0,151	0,990	-0,525	-140
90	-0,023	0,398	0,368	0,289	0,106	1,041	0,383	-0,289	-0,106	1	0,368	98
120	-0,023	0.911	0,881	0,248	0,254	1,030	0.907	-0,715	-0,629	0,724	0,654	174
150	-0,023	1,033	1,003	0,141	0,141	1,010	1,013	-0,937	-0.939	0,378	0,379	101
180	-0,023	1,025	0.995	0	0	1	0.995	-1	-0.995	0	0	0
210	-0,023	1,033	1,018	-0,141	-0,143	1,010	1,028	-0,937	-0.954	-0,378	-0,385	-102
240	-0,023	0.911	0,911	-0,248	-0,225	1,030	0.938	-0,715	-0,649	-0,742	-0,676	-180
270	0,013	0,397	0,412	-0,289	-0,119	1,041	0,429	-0,289	-0,119	-1	-0,412	-110
300	0,25	-0,5	-0,312	-0,248	0,077	1,030	-0,321	0,285	-0,089	-0,990	0,309	82
330	0,75	-1,433	-0,833	-0,141	0,117	1,010	-0,841	0,795	-0,662	-0,622	0,518	138
360	2.1	-1.822	0.278	0	0	1	-0,278	1	-0,278	0	0	0
370	4,620	-1,814	2,545	0,049	0,125	1,001	2,547	0,976	2,484	0,221	0,562	150
390	3,10	-1,433	1,067	0,141	0,15	1,010	1,077	0,795	0.848	0,622	0,664	177
420	1,350	-0,512	0,481	0,248	0,119	1,030	0,495	0,285	0,137	0,990	0,476	127
450	0,750	0,399	0.864	0,289	0,249	1,041	0.899	-0,289	-0,249	1	0.864	231
480	0,450	0.911	1,181	0,248	0,292	1,030	1,216	-0,715	-0.844	0,742	0.876	234
510	0,275	1,033	1,153	0,141	0,162	1,010	1,164	-0,937	-1,08	0,378	0,436	116
540	0,15	1,025	1,07	0	0	1	1,07	-1	-1,07	0	0	0
570	0,1	1,033	1,063	-0,141	-0,149	1,010	1,074	-0,937	-0.996	-0,378	-0,402	-107
600	0,018	0.911	0.941	-0,248	-0,233	1,030	0.969	-0,715	-0,673	-0,742	-0,698	-186
630	0,018	0,397	0,427	-0,289	-0,123	1,041	0,444	-0,289	-0,123	-1	-0,427	-114
660	0,018	-0,5	-0,47	-0,248	0,116	1,030	-0,484	0,285	-0,113	-0,990	0,465	124
690	0,018	-1,433	-1,403	-0,141	0,197	1,010	-1,417	0,795	-1,115	-0,622	0,873	233
720	0,018	-1.822	-1,792	0	0	1	-1,792	1	-1,792	0	0	0

На основании этих данных строим графики  рисунок 4.

9. Построение графика суммарного момента М_кр. в зависимости от угла  поворота коленчатого вала и определение среднего значения крутящего момента М_кр.ср.

 

Т.к. во всех цилиндрах  двигателя величина и характер изменения крутящих моментов по углу поворота коленвала и одинаковые и отличаются лишь угловым интервалом, то для расчета ∑М_кр достаточно построить кривую крутящего момента для одного цилиндра.

 

∑М_кр1 = 0 Нм

∑М_кр2 = -275 Нм

∑М_кр3 = -385 Нм

∑М_кр4 = 105 Нм

∑М_кр5 = 614 Нм

∑М_кр6 = 588 Нм

∑М_кр7. =0 Нм

 

 

где F₁ и F₂ соответственно положительная и отрицательная площади, мм², заключенные между кривой М_кр и линией АО и эквивалентные работе, совершаемой суммарным крутящим моментом;

ОА – длина интервала между вспышками на диаграмме, мм;

m_м – масштаб моментов, m_м = 4;

 Нм

 Нм

график показан на рис. 5.

10. Построение результирующей силы R_шш, действующей на шатунную шейку кривошипа и диаграммы износа шатунной шейки.

 

График изменения силы R_шш в зависимости от угла поворота коленвала (кривошипа) строится в прямоугольной системе координат.

,

;

 

График изменения R_шши и диаграмма износа приведен на рис. 6.

 

 

 

	Т,кН	К,кН	,кН	,кН
0	0	-10.893	-17.92	18.1
30	-5.526	-7.06	-11.63	15.35
60	-3,191	-0.918	-1.51	8.72
90	2,237	-0,644	-1.06	8.2
120	3.976	-3.824	-6.29	11.75
150	2,304	-5.708	-9.39	13.2
180	0	-6,049	-9.95	13.3
210	-2,34	-5.799	-9.54	13.28
240	-4,109	-3.345	-6.49	11.4
270	-2,504	-0,725	-1.19	8.4
300	1,878	-0,541	-0.89	8
330	3,148	-4,024	-6.62	11.7
360	0	-1,698	-2.78	9.7
370	3,416	15,1	21.04	8.5
390	4.036	5.155	8.48	4.6
420	2.894	0.832	1.37	7.15
450	5.252	-1.514	-2.49	10.25
480	5.325	-5.131	-8.44	13.4
510	2.65	-6.565	-10.8	14.1
540	0	-6.504	-10.7	13.8
570	-2,444	-6.095	-9.96	13.6
600	-4,243	-4,091	-6.73	12.1
630	-2,596	-0,748	-1.23	8.35
660	2.827	-0,687	-1.13	8.3
690	5,307	-6.778	-11.15	15
720	0	-10.894	-17.92	18.1

Таблица 6.

 

 

 

 

 

11. Описание конструктивного узла.

Шатун служит для передачи усилий от поршня  к коленчатому  валу, и наоборот (в зависимости  от соотношения действующих сил).

При работе двигателя шатун совершает  сложное движение, во время которого он подвергается действию переменных давлений газов и инерционных сил. В некоторых случаях действие этих сил носит характер, близкий к ударному. Таким условиям работы отвечает конструкция шатуна, имеющая максимальную жёсткость при минимальной массе.

Основными элементами шатуна являются поршневая (верхняя) головка, стержень и кривошипная (нижняя) головка.

Поршневая головка имеет  обычно цилиндрическую или близкую  к ней форму, её штампуют вместе  со стержнем шатуна и, как правило, выполняют цельной.

В поршневые головки  запрессовывают с некоторым натягом  втулки из антифрикционного материала. Радиальная толщина стенки втулки составляет (0,055…0,085)d_н. Между пальцем и поверхностью втулки предусматривается зазор ∆ = (0,0004…0,0015) d_н.

Для подвода смазочного материала в поршневой головке  шатуна выполняются специальные  отверстия. В современных двигателях плавающие пальцы нередко смазываются  принудительно, для чего масло подаётся под давлением по каналу в стержне шатуна. Это же масло может отводить  теплоту от днища поршня, для чего в верхней части головки устанавливается форсунка.

Между торцами поршневой  головки шатуна и бобышек поршня должен быть осевой зазор, необходимость  которого обуславливается наличием допусков расстояний между осями цилиндров и размеров коленчатого вала, поршня и шатуна, а также удлинением коленчатого вала при нагревании. Длину поршневой головки шатуна делают на 3…5 мм меньше расстояния между бобышками: L_б.п=L_п.r + (3…5) мм.

Стержень шатуна симметричен относительно продольной оси кривошипной головки и имеет двутавровое сечение. Отношение высоты двутаврового сечения к его ширине обычно колеблется от 1,4 до 1,8.

Кривошипная головка  шатуна должна обладать высокой жёсткостью, обеспечивающей надёжную работу тонкостенных вкладышей; иметь минимальные габариты, определяющие контуры картера, а также минимальную массу; плавные формы во избежание концентрации напряжений в местах изменения сечений и переходов. Должна обеспечиваться возможность извлечения головки через цилиндр при демонтаже (обязательное условие для двигателей с блок-картерами).

Кривошипные головки  многоцилиндровых двигателей выполняются  разъёмными. Крепление крышки осуществляется с помощью болтов или (реже) шпилек. Для уменьшения габаритных размеров и массы кривошипной головки шатунные болты стремятся приблизить к оси шейки.

В случае развитых шатунных шеек с относительным размером d_ш.ш/D = 0,66…0,68 и более для обеспечения демонтажа поршня с шатуном через цилиндр кривошипные головки изготовляют с косым разъёмом под углом, равным 30, 45 и 60⁰  , к продольной оси стержня шатуна (ЯМЗ – 236, СМД – 60).

Крышки кривошипных  головок для предупреждения смещения в поперечном направлении фиксируют  призонными болтами, выступами в  крышке или теле шатуна, треугольными шлицами.

В кривошипную головку  шатуна устанавливается подшипник  в виде двух тонкостенных вкладышей. Толщина стенок вкладышей существующих конструкций изменяется в пределах (0,33…0,05) d_ш.ш, толщина антифрикционного слоя — 0,2…0,7 мм.

Осевой зазор (возможное  перемещение кривошипной головки  вдоль шатунной шейки) не превышает 0,1…0,15 мм. При наличии больших  осевых зазоров возможны «центробежная  откачка» масла из подшипника и падение  давления в его слое.

Для предупреждения проворачивания и осевых перемещений тонкостенные вкладыши фиксируются     усиками, выдавленными   у  стыков  и  располагающимися  в  соответствующих

канавках, выфрезерованных  в шатуне и крышке. С той же целью иногда применяется штифтовая  фиксация.

Различные элементы шатуна работают в условиях знакопеременных и переменных напряжений, изменяющихся в широких пределах.

Шатуны отечественных  автомобильных и тракторных двигателей изготавливают из сталей 40, 45, 45Г2, 40Х; шатуны дизелей, работающих в условиях наддува при высоких давлениях сгорания,— из легированных сталей типа 18Х2Н4МА, 40Х2Н2МА, 40Х2АФЕ с высокими пределами прочности и текучести. В качестве термообработки шатунов применяются нормализация, закалка и отпуск.

Для изготовления болтов используют стали типа 35Х, 40Х, 40НХ. При больших напряжениях затяжки применяют легированные стали 18Х2Н4ВА, 20ХНЗА, 40ХНМА.

Втулки поршневых болтов головок шатунов форсированных  двигателей изготовляются из алюминиево-железистой бронзы Бр АЖ 9-4, оловянно-цинковых бронз  Бр ОЦ 10-2, Бр ОЦС 4-4-2,5 или Бр ОЦС 3-11-5, а также оловянно-фосфористых бронз Бр ОФ 10-1. Эти бронзы обладают высокими износостойкостью и сопротивлением усталости.

 

12. Расчет шатунной  группы.

       12.1.Поршневая головка.

 

Из теплового и динамического  расчетов имеем давление сгорания на режиме при ,массу поршневой группы ; массу шатунной группы ;максимальную частоту вращения при холостом ходе ;ход поршня S=88 мм; площадь поршня ; . Из расчета поршневой группы имеем диаметр поршневого пальца ;длину поршневой головки шатуна . По таблице13.1 принимаем: наружный диаметр головки ; внутренний диаметр головки ; радиальную толщину стенки головки ; радиальную толщину стенки втулки .