Перевірити герметичнiсть карбюратора на вакуум-установке

Розрахунок для кожного кута повороту колінчатого валу виконують окремо табличним методом

Таблиця 3.4 – Визначення ординат питомих сил інерції

j°	m^΄_j, кг/м²	w², с^-1	r, м	m^΄_j•w²• r•10^-6	cosj + lcos2j	Р_j, Н/м²	Р_j, мм
1	2	3	4	5	6	7	8
0	192	108241	0,041	-0,852	1,24	-1,06	-21
30	0,986	-0,844	-16
60	0,38	-0,325	-6
90	-0,24	0,205	4
120	-0,62	0,531	10
150	-0,746	0,638	12
180	-0,76	0,65	13

Примітка: Дані 2,3,4 та 5 графи таблиці записуються один раз. Значення у графі 5 має знак мінус

3.3.3 Розрахунок діаграми сумарних сил, яка діє на поршень

Визначаємо ординати діаграми питомих підсумкових сил, Н/м²:

, (3.83)

Таблиця 3.5 – Визначення ординат питомих підсумкових сил

j°	Р_Г, мм	Р_j, мм	Р_Σ, мм
0	-1	-21	-22
30	-1	-17	-18
60	-1	-6	-7
90	-1	4	3
120	-1	10	9
150	-1	12	11
180	-1	13	12
210	1,9	12	13,9
240	2,4	10	12,4
270	3,6	4	7,6
300	6,7	-6	0,7
330	15,7	-17	-1,3
360	104,72	-21	83,72
390	57,6	-17	40,6
420	26,7	-6	20,7
450	15,1	4	19,1
480	10,5	10	20,5
510	8,6	12	20,6
540	8,2	13	21,2
570	-1	12	11
600	-1	10	9
630	-1	4	3
660	-1	-6	-7
690	-1	-17	-18
720	-1	-21	-22

3.3.4 Розрахунок сумарних сил, що діють в КШМ

Для їх визначення розкладемо сумарну силу Р_Σ на два напрямки, один з яких (сила N) перпендикулярний до осі циліндра, другий (сила S) – вздовж осі циліндра. Бокова сила N притискує поршень до стінки циліндра, а сила S, що діє вздовж осі шатуна, стискує або розтягує його. Залежності для цих сил такі:

, (3.84)

де β – кут відхилення шатуна від осі циліндра.

, (3.85)

Перенесемо силу S у центр шатунної шийки й розкладемо на два напрямки: вздовж радіуса кривошипа (сила К), ц перпендикулярно до нього (сила Т). Залежності цих сил мають вигляд:

, (3.86)

(3.87)

Результати розрахунків формул 3.84 – 3.87 доцільно представити у вигляді таблиці 3.6

Таблиця 3.6 – Сумарні сили, що діють в КШМ

φ^ºПКВ	Р_Г	cosφ+λcos2φ	Р_j	Р_Σ	tg_β	N	cos(φ+β)/cos_β	K	sin(φ+β)/sin_β	T
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
0	-1		-21	-22
30	-1		-17	-18
60	-1		-6	-7
90	-1		4	3
120	-1		10	9
150	-1		12	11
180	-1		13	12
210	1,9		12	13,9
240	2,4		10	12,4
270	3,6		4	7,6
300	6,7		-6	0,7
330	15,7		-17	-1,3
360	104,72		-21	83,72
390	57,6		-17	40,6
420	26,7		-6	20,7
450	15,1		4	19,1
480	10,5		10	20,5
510	8,6		12	20,6
540	8,2		13	21,2
570	-1		12	11
600	-1		10	9
630	-1		4	3
660	-1		-6	-7
690	-1		-17	-18
720	-1		-21	-22

3.4 Розрахунок основних параметрів, механізмів та систем двигуна

3.4.1 Розрахунок основних параметрів

Товщина днища поршня, мм:

, (3.88)

де D – діаметр циліндру.

Висота поршня, мм:

, (3.89)

Висота верхньої частини поршня, мм:

, (3.90)

Висота юбки поршня, мм:

, (3.91)

Відстань між торцями бобишок, мм:

, (3.92)

Товщина стінки юбки поршня, мм:

d_ю = 1,5…4,5

Приймаємо d_ю = 3 мм

Товщина стінки головки поршня, мм:

, (3.93)

Відстань до першої поршневої канавки, мм:

, (3.94)

Радіальна товщина кільця, мм:

- компресійного

, (3.95)

- оливоз’ємного

, (3.96)

Радіальний зазор кільця в канавці поршня, мм:

компресійного Dt_к = 0,70…0,95 мм Dt_к = 0,82

оливоз’ємного Dt_о = 0,9…1,1 мм Dt_о = 0,95

Висота кільця а = 2…4 мм. Приймаємо а = 3мм

Різниця між величинами зазорів замка компресійного кільця в вільному та робочому стані, мм:

, (3.97)

Внутрішній діаметр поршня, мм:

(3.98)

Зовнішній діаметр пальця, мм:

(3.99)

Внутрішній діаметр пальця, мм:

(3.100)

Довжина пальця, мм:

(3.101)

Кількість оливоз’ємних отворів n_м– 6…12. Приймаємо n_м=9мм

Діаметр масляного каналу, мм:

, (3.102)

Товщина стінки циліндра . Приймаємо d_ц=6,1мм

Довжина гільзи, мм:

(3.103)

Довжина втулки шатуна, мм:

(3.104)

Внутрішній діаметр верхньої головки шатуна, мм:

(3.105)

Довжина головки шатуна приймається конструктивно та дорівнює

Зовнішній діаметр верхньої головки шатуна, мм:

(3.106)

Розміри перерізу шатуна

Розрахунок мінімальної висоти шатуна, мм:

(3.107)

Розрахунок висоти шатуна, мм:

(3.108)

Розрахунок ширини стрижня шатуна, мм:

(3.109)

Вибір ширини шатуна

а_ш= t_ш– 2,5…4,0 мм. Приймаємо а_ш= t_ш = 3,2 мм

Діаметр шатунної шийки, мм:

(3.110)

Ширина кришки шатуна, мм:

(3.111)

Товщина вкладиша, мм:

(3.112)

Відстань між шатунними бовтами, мм:

(3.113)

Діаметр корінної шийки, мм:

(3.114)

Діаметр тарілки впускного клапана, мм:

(3.115)

Діаметр тарілки випускного клапана, мм:

(3.116)

Діаметр стержня клапана, мм:

(3.117)

3.4.2 Розрахунок гільзи циліндра

Вихідні дані: діаметр циліндра D =82 мм, максимальний тиск в кінці згоряння Р_z =5,23 МПа, при n_ном =3150 хв^-1, матеріал гільзи – чугун, коефіцієнт лінійного розширення чавуну a_ц = 11 ×10^-61/К, модуль пружності чавуну Е = 1,0 × 10⁵ МПа, коефіцієнт Пуассона m = 0,25, ΔТ = 100 – 150 різниця температур між внутрішньою та зовнішньою стінками гільзи.

Товщину стінки гільзи циліндра вибрано конструктивно d_ц = 6,1мм з деяким запасом, так як d_ц > d_ц.р.

Визначення напруження розтягування від дії максимального тиску газів, МПа:

(3.118)

Температура напруження в гільзі, МПа:

, (3.119)

Сумарне напруження в гільзі від тиску газів та перепаду температури, МПа:

на зовнішній поверхні

(3.120)

на внутрішній поверхні

(3.121)

30 – 60 для чавуну, 80 – 120 – для сталі.

Сумарне напруження в чавунні гільзі не повинно перевищувати 100 – 130 МПа, в стальній 180 – 200 МПа.

3.4.3 Розрахунок поршня на міцність

Вихідні дані: матеріал поршня ______________; площа поршня А_п = _____см²; найбільша нормальна сила N_мах = 0,1•А_п•Р_z •10^-4= _______ МН при j = 390°; частота обертання n_х.х._max = _____ хв^-1, маса поршневої групи m_п = _____ кг, l = _____, коефіцієнт лінійного розширення алюмінієвого сплаву a_ц = 10,4 ×10^-61/К

Напруження стиснення у перетині Х – Х поршня, МПа:

(3.122)

де Р_zmax- максимальна стискаюча сила, МН

F_x_-_x – напруження стиснення в перерізі х – х, м²

, (3.123)

Для розрахунку напруження стиску (δ_ст) у перетині Х—Х, ослаблені дренажними масляними канавками, визначаємо

Діаметр поршня по дну канавок під поршневі кільця, мм²:

, (3.124)

- компресійне

Площа повздовжнього діаметрального перерізу масляного каналу оливоз’ємного кільця, мм²

, (3.125)

Площа перерізу Х—Х, м²

- оливоз’ємне

, (3.126)

Для поршнів з алюмінієвих сплавів s_ст£ [ s_ст] = 30…40 МПа.

Для визначення напруження розриву (δ_Р) в перерізі Х–Х від дії сили інерції поступально рухомих мас в режимі максимальної частоти обертання холостого ходу n_x.x_max_.= _____ хв^-1, масу головки поршня з кільцями, що розташовані вище перерізу Х–Х, приймаємо: т_х-х=0,5т_n=______ кг.

Максимальна кутова швидкість холостого ходу двигуна, рад/с

, (3.127)

тоді

Визначаємо силу інерції, МН:

, (3.128)

Напруження розриву у перерізі Х-Х, Н/мм²:

, (3.129)

Допустиме значення діаметрального зазору у холостому стані між стінкою циліндра і головкою поршня, мм

, (3.130)

Допустиме значення діаметрального зазору у холостому стані між стінкою циліндра і юбкою поршня, мм

, (3.131)

Діаметр головки поршня у холодному стані, мм

, (3.132)

Діаметр юбки поршня у холодному стані, мм

, (3.133)

Для визначення діаметральних зазорів у гарячому стані між стінкою циліндра і головкою поршня та між стінкою циліндра і юбкою поршня приймаємо наступне значення температури деталей: температура циліндра Т_ц= 388 К, температуру головки поршня Т_r = 593 К, температуру юбки поршня Т_ю= 413 К, початкову температуру циліндра і поршня Т_о= 293 К.

Діаметральний зазор в гарячому стані між стінкою циліндра та головкою поршня, мм

, (3.134)

Діаметральний зазор в гарячому стані між стінкою циліндра і юбкою поршня, мм

, (3.135)

3.4.4 Розрахунок на міцність поршневого пальця

Вихідні дані: зовнішній діаметр пальця d_п = ____мм, внутрішній діаметр пальця d_в = ____мм, довжина втулки шатуна l_вт = _____, довжина пальця l_п= ____мм, матеріал поршневого пальця – ________________, модуль пружності Е = 1,87…2,16 × 10⁵МПа.

Значення l_п, d_п, d_в, l_вт – підставляти в метрах.

Розрахункова сила, що діє на поршневий палець, МН:

газова:

(3.136)

інерційна:

(3.137)

розрахункова:

(3.138)

де k = 0,76 – 0,86 – коефіцієнт, що враховує масу поршневого пальця

Питомий тиск пальця на втулку поршневої головки шатуна, МПа:

(3.139)

де l_ш – довжина опорної поверхні пальця в головці шатуна

Питомий тиск пальця на бобишки, МПа:

(3.140)

де B – відстань між торцями бобишок

Напруження згину в середньому перетині пальця, МПа:

(3.141)

де

Висновок: одержані розрахунком показники питомого тиску пальця на втулку поршневої головки і питомого тиску пальця на бобишки не перевищують допустимих значень q_ш= 20 …60 МПа і q_б= 15…50 МПа, допустиме напруження згину [ s_зг ] = 100…250 МПа

3.4.5 Розрахунок шатуна на міцність

Вихідні дані: маса шатунної групи m_ш= ___ кг, максимальна частота обертання колінчастого вала на холостому ходу n_х.х.мах = ____ хв^-1, матеріал шатуна – _________________________, модуль пружності Е = 2,2 × 10⁵ МПа, a_г = 1,0 × 10^-51/К.

Напруження на розрив в верхній головки шатуна, МПа:

(3.142)

де Р_{j max}– сила інерції поршневого комплекту, що діє на верхню головку шатуна, МН

Значення d_г.з, d_г.в, l_ш – підставляти в метрах

(3.143)

Запас міцності стержня шатуна визначаємо по перерізу Б-Б в середині шатуна на розтяг від сили, МН:

(3.144)

де А_п – площа поршня підставляти в міліметрах.

Сила стискання, МН:

(3.145)

де А_п – площа поршня підставляти в міліметрах.

Напруження стискання без врахування повздовжнього згину для стержня шатуна, МПа:

, (3.146)

де А_ст– площа поперечного перерізу стержня шатуна, м²

(3.147)

Напруження розтягу, МПа:

(3.148)

Середнє напруження за цикл, МПа:

(3.149)

Амплітуда циклу, МПа:

(3.150)

Запас міцності стержня шатуна, МПа:

(3.151)

де s_-1z= 240…340 МН/ м² – межа втомленості матеріалу при симетричному циклі на розтяг;

e = 0,8 – коефіцієнт, що враховує вплив частоти обробки;

a = 0,2 – коефіцієнт, який залежить від характеристики матеріалу.

Одержані розрахунком показники запасу міцності шатуна забезпечують нормальну роботу, при умови міцності n_s ³ [ n_s ], де [ n_s ] = 2…2,5 МПа;

3.4.6 Розрахунок компресійного кільця

Вихідні дані: матеріал кільця – _____________, модуль пружності Е обираємо в залежності від матеріалу кільця /2/,с 161

Визначення середнього тиску кільця на стінку циліндру, МПа:

(3.152

)

Для компресійного кільця Р_ср= 0,11...0,37 МПа

Напруження згину кільця у робочому стані, МПа:

, (3.153)

Напруження згину кільця у робочому стані повинно відповідати наступній умові ,

Напруження згину при надіванні кільця на поршень, МПа:

(3.154)

де m = 1,57 – коефіцієнт, який залежить від способу надівання кільця

Напруження згину кільця у робочому стані повинно відповідати наступній умові ,

Монтажний зазор в замку поршневого кільця, мм:

(3.155)

де ∆_к′ = 0,08 мм – мінімально допустимий зазор у замку кільця під час роботи двигуна;

α_к= α_ц= 11 ∙ 10^-6 – коефіцієнти лінійного розширення матеріалу кільця і гільзи циліндра;

Т_к, Т_ц і Т_о – відповідно температура кільця, стінок циліндра у робочому стані і початкова температура Т_о =293 К; при рідинному охолоджені Т_ц=388 К; Т_к= 498 К.

3.4.7 Розрахунок маховика з умов рівномірності ходу двигуна

При розрахунку маховика приймається, що його маса зосереджена в ободі, а поперечний переріз ободу має прямокутну форму.

Необхідний момент інерції двигуна з маховиком, кг•м²:

, (3.156)

де – кутова швидкість колінчастого вала двигуна на номінальному режимі, с^-1;

m_m– масштаб тиску сили Т, МН/м² в одному міліметрі;

m_φ– масштаб кута повороту кривошипу (з діаграми сумарного крутного моменту);

A_над– площа, що виражає найбільшу надлишкову позитивну роботу дотичної сили, діючої на кривошип, мм²;

R – радіус кривошипу, м;

A_п– площа поперечного перерізу поршня, м².

Момент інерції маховика двигуна, кг•м²:

, (3.157)

Визначаємо масу маховика, кг:

, (3.158)

де D_ср= (2,0...3,0)•S – середній діаметр обода маховика, м;

Окружна швидкість на зовнішньому діаметрі обода маховика, м/с:

, (3.159)

= (40...45) – для стальних маховиків (25…30 для чавунних)

3.4.8 Основні параметри механізму газорозподілу

Основні параметри механізму газорозподілу: діаметри впускної та випускної горловини, максимальна висота підйому клапана, кути дії кулачків впускного та випускного клапанів, параметри профілю кулачка, розміри клапанної пружини та її запас міцності визначаються.

Площа прохідного перерізу клапана при максимальному підйому, см²:

, (3.160)

, (3.161)

де w_вп – середня швидкість газу в горловині впускного клапана 40…90 м/с, випускного – 80…120 м/с

А_п – площа поршня в сантиметрах

Діаметри горловини впускного та випускного клапанів, см:

(3.162)

Площа горловини приймаємо А_гор. = 1,1 – 1,2 • А_кл.вп

Діаметр горловини випускного клапана приймають на 15% менше d_гор.вп. Приймаємо _______

Максимальна висота підйому клапана при куту фаски клапана α = 45º, для автомобільного двигуна, см:

, (3.163)

де d_гор– діаметр горловини клапану підставляти у мм

Визначення розмірів клапанної пружини

Основні конструктивні розміри пружини приймаємо з конструктивних міркувань в залежності від діаметра горловини клапана, мм:

(3.164)

Діаметр дроту пружини d_д = (3,5…6,0) мм, приймаємо d_д =____ мм.

Діаметр дроту внутрішньої пружини d_дв= (2,2…4,5) мм, приймаємо d_дв=___ мм. Число робочих витків пружини приймаємо і_п = 8.

3.4.9 Розрахунок системи мащення

Кількість відведеної мастилом теплоти у двигун, кДж/с

, (3.165)

де Q_o– кількість теплоти, що виділяється при згорянні палива, кДж/с

Кількість циркулюючого масла, м³/с:

(3.166)

де с_м=2,094 кДж/(кг•К) теплоємність оливи;

р_м=900 кг/м³щільність мастила;

∆Т_м=10…15ºС температура нагрівання оливи у двигуні.

Розрахунок масляного насоса

Циркуляційна витрата з урахуванням стабілізації тиску мастила в системі, м³/с:

, (3.167)

Розрахункова продуктивність насоса, м³/с:

, (3.168)

де η_п= (0,6 – 0,8) – об’ємний коефіцієнт подачі знаходиться в межах

Діаметр початкової окружності шестерні, м:

, (3.169)

де m = 3 – 6 мм модуль зачеплення зуба

z = 6 – 12 кількість зубців шестерні

Діаметр зовнішньої окружності шестерні, м:

, (3.170)

Частота обертання шестерні (насоса), хвил^-1:

(3.171)

де D_о – діаметр зовнішньої окружності шестерні підставляємо в метрах

и_n= 5,5 – 7 м/с окружна швидкість на зовнішньому діаметрі шестерні

Довжина зуба шестерні, м:

(3.172)

де т – модуль зачеплення зуба підставляємо в метрах

Потужність, використовуємо на привід масляного насоса, кВт:

, (3.173)

де р=3 – 7 •10⁵ МПа робочий тиск масла в системі;

η_м.н=0,85 – 0,9 механічний ККД масляного насоса.

3.4.10 Розрахунок рідинної системи охолодження

Кількість відведеної в охолоджуючу рідину теплоти визначається, Дж/кмоль:

(3.174)

Кількість циркулюючої рідини в системі, м³/с:

(3.175)

де r_р= 1000 кг/м³ – густина охолоджуючої рідини;

С_р=4187 Дж/(кг•К) – теплоємність охолоджуючої рідини;

Dt_р = 5…15 °С – різниця температур охолоджуючої рідини на виході з насосу та на вході в нього.

Подача водяного насоса і потужність, витрачена на його привід:

- розрахункова подача водяного насоса, м³/с:

, (3.176)

де h_н = 0,8…0,9 – коефіцієнт подачі насоса.

- потужність, витрачена на привід водяного насоса, кВт:

(3.177)

де D_р= 0,035…0,15 МН/м² – тиск створюваний насосом;

h_м= 0,7…0,9 – механічний ККД насоса.

Розрахунок вентилятора.

Кількість повітря, що проходить через радіатор, м³/с:

(3.178)

де Q_p– кількість теплоти, відведеної від охолоджуючої рідини, кДж/с;

r_n= 1,07 кг/м³ – густина повітря при його середній температурі;

С_П = 1000 Дж/(кг•К) – середня теплоємність повітря;

DТ_n = 15ºС – температурний перепад повітря у радіаторі.

Фронтова поверхня радіатора, м²

, (3.179)

де w_пов= 20 м/с – швидкість повітря перед фронтом радіатора.

Діаметр вентилятора, м

(3.180)

3.4.11 Розрахунок елементів паливної системи

Розрідження у дифузорі, Па:

(3.181)

де ω_в =145 м/с – розрідження у дифузорі;

ρ_о = 1,189кг/м³ – щільність повітря.

Дійсна секундна витрата палива, кг/с:

(3.182)

де D та S – значення діаметру циліндра та ходу поршня, підставляти в метрах

Діаметр дифузору, м:

(3.183)

де μ_Д – коефіцієнт витрати повітря від розрідження у дифузорі /3/ рисунок 18.2.

D та S – значення діаметру циліндра та ходу поршня, підставляти в метрах

Теоретична швидкість палива при витіканні з головного жиклера, м/с:

(3.184)

де ρ_П = 740 кг/м³– щільність палива;

Δh = 4 мм = 0,004м.

Діаметр головного жиклера, м:

(3.185)

де G_{Т. Г.} = 0,00480 кг/с – витрата палива через головний жиклер;

μ_{Ж. Г.} – коефіцієнт витрати палива від повітря /3/ рисунок 18.5. відношення l_ж/d_ж = 2.

Теоретична швидкість палива при витіканні з компенсаційного жиклера, Н/с:

(3.186)

де Н = 50 мм = 0,05м – рівень палива в поплавцевій камері над компенсаційним жиклером

Діаметр компенсаційного жиклера, м:

(3.187)

де G_{Т. К.} = 0,00025 кг/с – витрата палива через компенсаційний жиклер.

μ_{Ж. К.} – коефіцієнт витрати палива від повітря /3/ рисунок 18.5. відношення l_ж/d_ж = 6.

4 Технологічний розділ

4.1 Вибір типу виробництва

Враховуючи програму річного випуску готової продукції 21000 і особливостей технологічного процесу прийняв тип виробництва дрібносерійне. Дрібносерійне виробництво характеризується випуском продукції в невеликих кількостях і різноманітної номенклатури виробів

4.2 Вихідні дані

Загальну вага – 3,5 кг.

Кількість деталей - 36

Кількість вузлів - 6

Системи холостого ходу обох камер

Прискорювальний насос поршневого типу з гумовою манжетою