Модернизация системы питания автомобиля МАЗ-543240 с двигателем ЯМЗ-236БЕ для работы на компримированном природном газе
Дипломная работа - Транспорт, логистика
Другие дипломы по предмету Транспорт, логистика
° Т принимается положительной, если направление задаваемого ею момента совпадает с направлением вращения коленчатого вала. По данным, полученным в результате решения уравнений, строим кривые изменения полных сил N, S, K, T.
3. Технологическая часть
.1 Расчёт деталей двигателя
Расчёт поршня
Наиболее напряжённым элементом поршневой группы является поршень, воспринимающий высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основными функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача газовых сил давления с наименьшими потерями кривошипно-шатунному механизму. Поршень представляет собой достаточно сложную деталь как в отношении самой конструкции, так и в отношении технологии и подбора материала при его изготовлении.
При работе двигателя температура потока горящей топливо-воздушной смеси, омывающей днище поршня, сильно меняется от минимальной при пуске и прогреве двигателя до максимальной на режимах наибольших нагрузок. При этом максимальную температуру имеет днище поршня, а минимальную - юбка.
Значительная часть теплового потока от днища и огневого пояса поршня быстро уходит в стенку цилиндра через поршневые кольца и только часть теплоты передаётся на бобышки, а затем и в юбку поршня. При этом отвод теплоты от бобышек значительно меньше, чем от стенок юбок, которые контактируют со стенками цилиндра. В результате по оси бобышек поршень расширяется значительно больше и становится овальным. Оптимальная форма поршня для вновь проектируемого двигателя подбирается в результате кропотливых и длительных экспериментов.
Рисунок 3.1 - Схема поршня
Проверочный расчёт элементов поршня осуществляется без учёта переменных нагрузок, величина которых учитывается при установлении соответствующих допускаемых напряжений.
На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) имеем:
диаметр цилиндра D = 130 мм;
ход поршня S = 140 мм;
максимальное давление сгорания рz = 12,64 МПа;
при частоте вращения nн = 2000 мин-1;
площадь поршня Fп = 133 см;
наибольшая нормальная сила Nmax = 0,01076 МН;
масса поршневой группы mп = 3,52 кг;
максимальная частота вращения nх.х. max = 2200 мин-1.
В соответствии с существующими аналогичными двигателями принимаем:
высота поршня Н = 150 мм;
высота юбки поршня hю = 80 мм;
радиальную толщину кольца t = 5,2 мм;
радиальный зазор кольца в канавке поршня ?t = 0,8 мм;
толщина стенки головки поршня s = 13 мм;
толщина верхней кольцевой перемычки hп = 6 мм;
число и диаметр масляных каналов в поршне nм = 10 и dм = 2 мм;
высота огневого (жарового) пояса е = 19,2 мм;
высота верхней части поршня hI = 96 мм;
материал поршня - алюминиевый сплав, ?п = 2210-6 1/К;
материал гильзы цилиндра - чугун, ?ц = 1110-6 1/К.
Головка поршня в сечении х - х, ослабленная отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.
Напряжение сжатия (МПа) определяется по формуле:
, МПа, (3.1)
где МН - максимальная сжимающая сила, МН;
Fx-x - площадь сечения х-х, м.
Максимальная сжимающая сила определится по формуле:
, МН, (3.2)
, МН.
площадь сечения х-х Fx-x определяется по формуле:
, м, (3.3)
где - диаметр поршня по дну канавок, м;
- внутренний диаметр поршня, м;
- площадь продольного диаметрального сечения масляного канала, м.
Диаметр поршня по дну канавок определяется по формуле:
, мм, (3.4)
мм.
Внутренний диаметр поршня определяется по формуле:
, мм, (3.5)
мм.
Площадь продольного диаметрального сечения масляного канала определится по формуле:
, мм, (3.6)
мм.
Подставляя значения имеющихся величин в формулу (3.3), получим:
м.
Подставляя значения имеющихся величин в формулу (3.1), получим:
, МПа.
Напряжение разрыва в сечении х-х определится по формуле
, МПа, (3.7)
где - максимальная разрывающая сила, МН.
Сила инерции возвратно-поступательных масс Рj определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя
МН, (3.8)
где mx-x - масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения х-х, кг; (3.9)
R - радиус кривошипа;
?х.х.max - максимальная угловая скорость холостого хода двигателя,
рад/с; (3.10)
? - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Толщина верхней кольцевой перемычки hп форсированных двигателей высокой степенью сжатия рассчитывается на срез и изгиб от действия максимальных грузовых усилий Pz max.
Определяем напряжения в верхней кольцевой перемычке:
среза:
, МПа, (3.11)
, МПа.
изгиба:
, МПа, (3.12)
, МПа.
сложное:
, МПа, (3.13)
, МПа.
Допустимое напряжение в верхних кольцевых перемычках с учетом значительных температурных нагрузок для поршней из алюминиевых сплавов находится в пределах МПа. Следовательно условие прочности выполняется.
Определяем удельные давления юбки поршня и всей высоты поршня на стенку цилиндра:
, МПа, (3.14)
МПа,
, МПа, (3.15)
МПа.
Для автотракторных двигателей q1 = 0,3…1,1 МПа и q2 = 0,2…0,7 МПа.
Определяем условие гарантированной подвижности поршня в горячем состоянии.
В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя размеры диаметров головки Dг и юбки Dю