Проектирование бензинового двигателя для легкового автомобиля

Для уменьшения нагрузок на коренные подшипники коленчатого вала на продолжениях щек устанавливаются противовесы.

Мпр= mi R /2r=0,7125*0,0355/2*0,06=275 г.

Динамический расчёт двигателя

4. Динамический расчёт двигателя

Динамический расчёт проведён по программе динамического расчёта двигателя, разработанной на кафедре ДВС Владимирского государственного университета, на ПК.

 

3. Расчёт деталей двигателя на прочность

1. Выбор расчётных режимов

Величина и характер изменения основных нагрузок, действующих на детали двигателя, зависят от эксплуатационного режима работы двигателя. Обычно детали рассчитываются на режимах, на которых они работают в наиболее тяжёлых условиях.

Для бензиновых двигателей за основные расчётные принимают режимы:

• максимального крутящего момента Мmax, когда давление газов достигает наибольшего значения рz max, а силы инерции сравнительно малы. На этом режиме рассчитываются
• поршневой палец, днище поршня, коленчатый вал, поршневая головка шатуна, стержень шатуна.
• номинальной мощности Nе н, когда все расчёты деталей производятся от совместного действия газовых и инерционных нагрузок. На этом режиме рассчитываются поршень, механизм газораспределения.
• максимальной частоты вращения на холостом ходе nxx max = 1,1×nн, когда силы инерций достигают наибольших значений, а давление газов незначительно. На этом режиме рассчитываются головка поршня, кривошипная головка шатуна, шатунные болты.

2. Поршневая группа

1. Исходные данные

Рис. 2. Схема поршневой группы

Диаметр поршня D = 82 мм

Высота поршня H = 69 мм

Высота юбки поршня hю = 45 мм

Масса поршневого комплекта mп = 0,490 кг

Толщина стенки головки поршня s = 6 мм

Высота кольца a = 2 мм

Число масляных каналов nм = 6

Диаметр масляного канала dм = 1 мм

Площадь поршня Fп = 5,542×10-3 м2

Наружный диаметр пальца dп = 22 мм

Внутренний диаметр пальца dв = 12 мм

Длина пальца lп = 70 мм

Длина поршневой головки шатуна lш =28 мм

Расстояние между торцами бобышек b = 32 мм

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна l = R / Lш = 0,295

Толщина первой кольцевой перемычки hкп = 4 мм

Радиальная толщина компрессионного кольца t = 3,5 мм

Материал поршня – алюминиевый сплав  АК12ММгН (aп = 22×10-6 К-1)

Материал гильзы цилиндра – чугун СЧ 24 (aц = 11×10-6 К-1)

Материал поршневого пальца Сталь 45

Механические характеристики стали 45:

предел выносливости при симметричном цикле при изгибе s-1 = 340 МПа;

предел прочности при изгибе sВ = 750 МПа.

2. Расчёт поршня

Напряжение сжатия в сечении х-х:

sсж = Pz max / Fx-x = 0,043 / 1,1271×10-3 = 33,8 МПа,

где  Pz max = pz max×Fп = 7,8094×5,542×10-3 = 0,043 МН – максимальная сжимающая сила;

Fx-x = (0,25×p×(dк2 – di2)– nм×fм) = (0,25×3,14×(75,42 – 63,42)– 6×6)×10-6 = 1,271×10-3 м2 –  
площадь сечения х-х,

где dк = D – 2×(t + Dt) = 82 – 2×(3,5 + 0,8) = 73,4 мм;

di = D – 2×(s + t + Dt) = 82 – 2×(6 + 3,5 + 0,8) = 61,4 мм;

fм = dм×(dк – di)/2 = 1,0×(73,4 – 61,4)/2 = 6,0 мм2.

Напряжение разрыва в сечении  х-х:

sр = Pj p / Fx-x = 0,00468 / 1,0271×10-3 = 3,7 [10] МПа,

где Pj p = mx-x×R×wxx2×(1 + l) = 0,245×0,0355×644,72×(1 + 0,295)×10-6 = 0,00468 МН – максимальная разрывающая сила;

mx-x = 0,5×mп = 0,5×0,490 = 0,245 кг – масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения х-х;

wх-х = p×nхх /30 = 3,14×1,1×5800/30 = 644,7 с-1 – максимальная угловая скорость холостого хода.

Напряжения в верхней кольцевой перемычке:

Напряжение среза: 

tcp = 0,0314×pz×(D/hкп) = 0,0314×7,8094×(82/4) = 5,1 МПа.

Напряжение изгиба: 

sиз = 0,0045×pz×(D/hкп)2 = 0,0045×7,8094×(82/4)2 = 15,5 МПа.

Суммарное напряжение:

.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

qN = Nmax / (hю×D) = 0,0027/(0,082×0,045) = 0,714 МПа < 1 МПа,

где  Nmax = PN max × Fп = 0,494×5,542×10-3 = 0,0027 МН.

Диаметры головки и юбки поршня:

Dг = D – Dг = 82 – 0,672 = 81,328 мм,

где Dг = 0,008×D = 0,008×84 = 0,672 мм;

Dю = D – Dю = 82 – 0,252 = 81,748 мм,

где Dю = 0,003×D = 0,003×84 = 0,252 мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

D'г = Dг + D×aц×Dtц – Dг×aп×Dtп = 0,672 + 82×11×10-6×95 – 81,328×22×10-6×310 = 0,191 мм;

D'ю = Dю + D×aц×Dtц – Dю×aп×Dtю = 0,252 + 82×11×10-6×95 – 81,748×22×10-6×150 = 0,063 мм,

где  Dtц = 95 °C; Dtп = 310 °C; Dtю = 150 °C приняты с учётом жидкостного охлаждения.

Условия нормальной работы поршня выполняются:

D'г = (0,002…0,0025)×D = 0,164…0,205 мм;

D'ю = (0,0005…0,0015)×D = 0,041…0,123 мм.

Расчёт днища поршня:

Напряжение изгиба:

[150] МПа.

Тепловые напряжения:

0,83 МПа,

где q = 11,63×(6000 + 26×n)×рi = 11,63×(6000 + 26×3700)×1,23 = 1509,5 кВт/м2 – удельная тепловая нагрузка;

ri = D/2 – (s + t + Dt) = 84/2 – (6,0 + 3,5 + 0,8) = 31,7 мм – внутренний радиус днища;

lтеп = 150 Вт/(м×К) – коэффициент теплопроводности алюминиевого сплава.

Суммарное напряжение:

s = sиз + sтеп = 48,8 + 0,83 = 49,33 [250] МПа.

3. Расчёт поршневого кольца

Рис. 3. Эпюра давлений компрессионного кольца на стенку цилиндра бензинового двигателя

Материал кольца – СЧ 28-48,  Е = 1×105 МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

pср = (0,152×Е×А0/t)/((D/t –1)3×(D/t)) = 
= (0,152×1×105×2,5)/((82/3,5–1)3×(82/3,5)) = 0,130 МПа,

где  А0 = 2,5 × t = 2,5 × 3,5 = 8,75

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности показано в следующей таблице:  

p = pср×m к

y	°пкв	0	30	60	90	120	150	180
mк		1,05	1,05	1,14	0,90	0,45	0,67	2,85
p	МПа	0,136	0,136	0,148	0,117	0,058	0,087	0,370

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

sраб = 3×pср×(D/t –1)2 = 3×0,130×(82/3,5 – 1)2 = 206,3 МПа.

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

sн = 4×Е×(1 – 0,114×А0/t)/[m×(D/t – 1,4)×(D/t)] =

= 4×105×(1 – 0,114×2,5) / [1,57×(82/3,5 – 1,4)×(82/3,5)] = 
= 335,8 МПа.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца:

D = D' + p×D×(aк×Dtк – aц×Dtц) = 0,07 + 3,14×82×(11×10-6×200 – 11×10-6×95) = 0,374 мм,

где  D' = 0,07 мм - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы;

Dtк = 200 °С;  Dtц = 95 °С - приняты с учётом жидкостного охлаждения.

4. Расчёт поршневого пальца

Расчётная сила, действующая на поршневой палец:

газовая:  Pz max = pz max×Fп = 7,8094×5,542×10-3 = 0,043 МН;

инерционная: Pj = –mп'×R×w2×(1 + l)Pj =  –0,318×0,0355×387,262×(1 + 0,295)×10-6 = –0,002 МН,

где  mп' = 0,65×mп = 0,65×0,490 = 0,318 кг;

w = p×n/30 = 3,14×3700/30 = 387,26 с-1;

расчётная: Р = Pz max + Pj = 0,043 – 0,002 = 0,041 МН.

Удельное давление пальца на поршневую головку шатуна:

qш = Р / ( dп × lш ) = 0,041 / (22×28×10-6) = 66,5 МПа.

Удельное давление пальца на бобышки:

qб = Р/[dп×(lп – b)] = 0,041/[22×(70 – 32)×10-6] = 49,0 МПа.

Рис. 4.Эпюры напряжений пальца от овализации.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

где  a = dв / dп = 12 / 22 = 0,545.

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

Расчёт пальца на усталостную прочность:

Рmax = P = 0,035 МН; Рmin = Pj = –0,003 МН.

Максимальное и минимальное напряжения цикла:

 

МПа;

МПа.

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

sa = ( smax + smin ) / 2 = ( 323,7 – 15,8 ) / 2 = 153,75 МПа;

sm = ( smax – smin ) / 2 = ( 223,7 + 15,8 ) / 2 = 169,75 МПа.

Запас усталостной прочности:

[>2,0],

где Кs = 1,35 – эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

es = 0,85 – коэффициент, учитывающий масштабный эффект изгибе;

b = 1,5 – коэффициент, учитывающий состояние поверхности;

ys = 0,1 – коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости изгибе.

3. Расчёт шатунной группы

1. Исходные данные

Наружний диаметр поршневой головки dг = 32 мм

Внутренний диаметр поршневого пальца dв = 12 мм

Минимальная радиальная толщина стенки головки hг = 5,0 мм

Расстояние между шатунными болтами Сб = 62 мм

Номинальный диаметр шатунного болта d = 10 мм

Шаг резьбы шатунного болта t = 1,5 мм

Материал шатуна сталь 45Г2

Рис. 5. Схема шатунной группы

Диаметр поршневого пальца dп = 22 мм

Длина поршневой головки шатуна lш = 28 мм

Длина кривошипной головки lк = 28 мм

Диаметр шатунной шейки dшш = 48,0 мм

Толщина стенки вкладыша tв = 2,2 мм

Размер aш = 5 мм

Размер bш = 15 мм

Размер hш = 25 мм

Размер tш = 5 мм

Длина шатуна Lш = 120 мм

Модуль упругости Еш = 2,2×105 МПа

Материал шатунных болтов сталь 40ХН2МА

 

Механические характеристики стали 45Г2:

предел выносливости при симметричном цикле при изгибе  s-1 = 350 МПа;

предел прочности при изгибе  sВ = 800 МПа;

предел текучести при изгибе  sТ = 420 МПа.

Механические характеристики стали 40ХН2МА:

предел выносливости при симметричном цикле при изгибе  s-1 = 700 МПа;

предел прочности при изгибе  sВ = 1700 МПа;

предел текучести при изгибе  sТ = 1600 МПа.

2. Поршневая головка шатуна

Напряжение от запрессовки пальца:

Натяг запрессовки пальца:   D = 0,06 мм

Удельное давление на поверхности соприкосновения пальца с головкой:

МПа,

где  m = 0,3 - коэффициент Пуассона;

Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:

s¢i = P×(dг2 + dп2)/(dг2 – dп2) = 129,2×(322 + 222)/(322 – 222) = 360,8 МПа

Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:

s¢а = P×2dп2/(dг2 – dп2) = 129,2×2×222/(322 – 222) = 231,6 МПа

Рис. 6. Расчётная схема поршневой   головки шатуна: а) при растяжении; б) при сжатии.

Расчёт сечения А-А на изгиб:

Максимальная сила, растягивающая головку на номинальном режиме:

Рj р = – mп×R×w2×(1 + l) =

= –0,490×0,0355×586,12×(1 + 0,295) = –7738,1 Н.