Avtomobilnye_dvigateli_Kursovoe_proektirovanie

3.2.4.Корпус двигателя

Врасчетно-пояснительной записке проекта необходимо:

•обосновать выбор компоновочной и силовой схем, а также привести эскиз конструкции корпуса (рис. 3.18), основываясь на результатах компоновки КШМ и определении требований к габаритным размерам корпусных элементов двигателя;

•обосновать выбор материалов и технологий изготовления корпусных элементов с приведением механических характеристик материалов;

•при описании конструкции особо выделить комплекс конструк- торско-технологических мероприятий по повышению жесткости и снижению массы и габаритных размеров корпуса, а также по повышению износостойкости рабочей поверхности цилиндра.

Рис. 3.18. Пример эскиза корпуса двигателя

Блок цилиндров и картер двигателя. В большинстве конструкций автотракторных двигателей применяются блок-картеры, обеспечивающие наибольшую структурную жесткость корпуса. Конструктивные параметры блок-картеров (за исключением габаритных размеров, определяемых при компоновке двигателя) обусловленные в основном возможностями технологии их производства, приведены в табл. 3.6.

Высота полости для прохода охлаждающей жидкости /п охл выбирается таким образом, чтобы уплотняющий пояс поршня в НМТ находился в «омываемой» зоне цилиндра.

Длина зеркала цилиндра по образующей должна позволять нижней кромке юбки поршня выступать на расстояние hb ю, которое должно составлять не более 0,2D.

При использовании в цилиндрах двигателя вставных гильз необходимо привести следующие данные:

•тип гильзы, ее материал и технологию изготовления;

•эскиз гильзы (пример эскиза мокрой гильзы приведен на рис. 3.19) с определенными по статистическим данным, приведенным в табл. 3.6, 3.7 и 3.8, конструктивными параметрами;

•комплекс конструкторско-технологических мероприятий по повышению износостойкости рабочей поверхности гильзы.

В современных двигателях:

• для цилиндров из чугуна <Jz = 40... 60 МПа;

• для стальных цилиндров <Jz = 80... 120 МПа.

Газовый стык. При описании конструкции газового стыка необходимо рассмотреть следующие вопросы:

•принцип функционирования и организацию конструкции;

•обоснование выбора материалов (с приведением их механических характеристик) и краткие сведения о технологии изготовления элементов стыка;

•комплексы конструкторско-технологических мероприятий по уменьшению термического коробления и механической деформации привалочных плоскостей головки и блока цилиндров, а также по повышению усталостной прочности анкерного болта (шпильки).

Оценка работоспособности газового стыка производится на режиме максимального крутящего момента (Мк тах, пм) по значению силы предварительной затяжки анкерного болта (шпильки) Рпр и по запасу прочности пъ от его повторно-переменного нагружения комбинацией следующих сил: Рпр, Pt (термической) и P'z (газовой).

Силы предварительной затяжки и газовая, Н, определяются в виде

Рпр = т(1-Х)Р^

1 1 F

P>t=pzhl£s-.ltf,

где т — коэффициент запаса силы предварительной затяжки; pz — максимальное давление рабочего цикла на расчетном режиме, МПа; Fn — площадь поршня, м2; /шп — число шпилек (болтов), воспринимающих нагрузку от газовой силы одного цилиндра.

Для среднефорсированных автотракторных двигателей т = 1,5... 2,0; для форсированных двигателей т = 3,0...4,0.

Коэффициент дополнительной (динамической) нагрузки резьбового соединения

Х =кш + АГб + Кг + ЛГпр + АГгил + АТбл

Здесь податливость прокладки, м/Н (обозначения показаны на рис. 3.20)

податливость буртика гильзы цилиндра, приходящаяся на один болт, м/Н,

Л run

ГИЛ Дгил^

податливость блока, приходящаяся на один болт, м/Н,

— 4л ^бл^бл.ср

податливость шайбы, м/Н,

I V — "Ш

- 0,25^ш{[0,25(^ш1 + rfm2)]2

податливость головки цилиндра, приходящаяся на один болт, м/Н.

/г

гг

ср

н — диаметр прокладки нагруженной; /г — длина головки цилиндра; /гил — длина гильзы; db н, rf6B - наружный и внутренний диа-

Шт«г

M 1:2

Рис. 3.20. Пример эскиза конструкции газового стыка

метры буртика; d^ — диаметр болта по резьбе; /бл — длина блока цилиндров; Епр, Ебл, Еш, Е6, Ет — модули упругости материалов соответственно прокладки, блока, шайбы, болта и головки цилиндров, Н/м2.

Площадь поперечного сечения зоны активной деформации головки цилиндра на середине ее высоты, приходящаяся на один болт, м2,

г -ft А.ср - Р"

где р — коэффициент заполнения металлом расчетного сечения (для общих головок нескольких цилиндров р = 0,25 ...0,35, а для индивидуальных головок цилиндров р = 0,35...0,55); Аг, Вт — габаритные размеры зоны активной деформации расчетного сечения головки цилиндра, м.

Площадь поперечного сечения зоны активной деформации блока цилиндров на середине его высоты, приходящаяся на один болт, м2,

^бл^бл ^бл.ср Рбл иv

mn

где рбл — коэффициент заполнения металлом расчетного сечения, рбл = 0,20...0,35; Абл, 2?бл — габаритные размеры зоны активной деформации расчетного сечения блока, м.

Термическая сила, Н, определяется по уравнению

где а, — коэффициент линейного расширения материала соответствующего элемента, 1/град; At — температура подогрева элементов газового стыка на расчетном режиме, At« 70... 80°.

Экстремальные значения нагрузок на анкерный болт рассчитываются по следующим формулам, Н:

Оценка запаса прочности выполняется для минимального сечения болта в резьбовой его частиД,, МПа:

Запас прочности па рассчитывается с учетом того, что совокупный фактор концентрации напряжений

е'с се"

~ 5,0...5,5 •

о о

Для автотракторных двигателей запас прочности па должен находиться в пределах значений 1,3...2,0.

Для создания необходимой силы предварительной затяжки Рпр анкерные болты следует завертывать динамометрическим ключом с моментом затяжки

М^ = мр + мт,

где Мр = PnpAx -106 — момент, необходимый для создания осевого усилия и преодоления трения в резьбе, Н • м; Мт = РпрА2 • 106 — момент трения на торцевой поверхности гайки, Н • м.

Значения величин Ах и А2 для стандартной резьбы приведены в прил. 4.

3.2.5.Механизм газораспределения

Врасчетно-пояснительной записке должны быть представлены следующие сведения:

• обоснование выбора типа и компоновочной схемы механизма газораспределения (МГР);

Распределительный вал

Промежуточная

Коленчатый

вал

Рис. 3.21. Примеры кинематических схем привода распределительного вала:

а— шестерёнчатого; б — цепного; в — с зубчатым ремнем

•кинематическая схема привода распределительного вала (пример схемы приведен на рис. 3.21);

•эскиз клапанного узла (пример эскиза приведен рис. 3.22), описание конструкции и определение конструктивных параметров его элементов (статистические данные по конструктивным параметрам элементов МГР приведены в табл. 3.9);

•обоснование выбора материалов деталей МГР, их механические характеристики и краткие данные о технологии изготовления;

•описание конструкций устройств ограничения осевых перемещений распределительного вала, проворачивания клапана и толкателя;

•принцип регулирования теплового зазора;

•описание системы смазывания сопряженных подвижных элементов МГР;

•основные параметры механизма газораспределения;

•расчет и построение профиля кулачка;

•оценка работоспособности элементов МГР.

Определение диаметров горловин клапанов. Диаметры горловин

определяются при компоновке камеры сгорания и назначаются максимальными, исходя из возможности размещения клапанов на поверхности головки, ограничивающей объем внутрицилиндрового пространства. Наилучшие показатели двигателя обеспечиваются при следующем соотношении диаметров горловин впускных (dT вп) и вы-

пускных (drBhin) клапанов: drm = (1,1... 1,2)^гвып.

Достаточность проходного сечения горловины клапана оценивается по первой условной скорости потока рабочего тела v\ определяемой

В многоклапанных механизмах скорость и' ниже и составляет соответственно 35 и 50 м/с.

Определение максимального подъема клапана. Значение мак-

симального подъема клапана можно ориентировочно определить по следующим соотношениям:

•Ладтах« 0,3dT — для клапанов с углом наклона уплотняющей фаски аф = 45°;

•^кл max « 0,18flfr — для клапанов с углом наклона уплотняющей фаски аф = 30°.

Правильность выбора значения h^ тах оценивается по второй условной скорости v"n истечения рабочего тела через клапанную щель впускного клапана при максимальном его подъеме. Эта скорость, м/с, рассчитывается на режиме номинальной мощности по выражению

^впУ кл.вп max

где FN — площадь поршня, м2; /вп — число впускных клапанов, приходящихся на один цилиндр.