Разработка электромагнитного привода клапанов для бензинового двигателя мощностью 110 Кв

Состав чертежей

1. Схема структуры проекта дипломного (формат А1)
2. Чертеж продольного разреза двигателя (формат А1)
3. Чертеж поперечного разреза двигателя (формат А1)
4. Структурная схема системы автоматического управления приводами (формат А1)
5. Чертеж рабочий впускного клапана (формат А1)
6. Сборочный чертеж привода электромагнитного ГРМ (формат А1)
7. Результаты динамических расчетов (формат А1)
8. Плакат теплового и кинематического расчета (формат А1)
9. Результаты патентного обзора (формат А1)
10. Чертеж технологических наладок  (формат А1)

Описание

В дипломной работе разработан рядный четырёхцилиндровый двигатель бензиновый, мощностью 110 кв. с проектированием привода клапанов электромагнитного.
Проведен патентный поиск, найдены технические решения по рассматриваемой тематике. На основании проведенного патентного поиска разработана схема системы автоматического управления приводами. В ходе проведения теплового расчета были получены температуры и давления в процессе впуска, сжатия, сгорания, расширения, выпуска, определены индикаторные и эффективные показатели проектируемого двигателя, размеры цилиндра. По итогам кинематического расчета были определены перемещение, скорость и ускорение поршня, а также построены графики по полученным результатам.

В ходе проведенного динамического расчета были определены, нормальная, тангенсальная, действующая вдоль кривошипа, удельные силы, развернутые и полярные силы, действующие на коренные и шатунные шейки, крутящий момент. По полученным данным построены графики. Были определены напряжения сжатия, изгиба, среза, разрыва поршня и поршневого пальца. Определено давление компрессионного кольца на стенку цилиндра и построена эпюра. Определены сжимающие и растягивающие изгибающие напряжения, действующие в опасных сечениях шатуна. Получены геометрические размеры гильзы и головки блока цилиндров, рассчитаны значения растягивающей и сжимающих сил, температурные напряжения. Рассчитаны элементы системы охлаждения и электромагнитный клапан.

В ВКР разработана технология изготовления впускного клапана. В процессе этого определено служебное назначение детали, технические требования на изготовления впускного клапана, характерные материалы и тип производства. Также выбрана заготовка и произведён расчёт режимов резания на токарной и кругло-шлифовальной операции.
В результате технико-экономического обоснования проекта были рассчитаны затраты на проектирование нового двигателя, его себестоимость и отпускная цена. Определены эксплуатационные затраты на ремонт двигателя.

В разделе безопасности жизнедеятельности были проанализированы несчастные случи на производстве ДВС, политика в области охраны труда и пожарная безопасность при производстве ДВС. Также было рассчитано количество вредных веществ в отработавших газах ДВС.

Проведен анализ современных конструкций двигателей внутреннего сгорания и их эксплуатационных характеристик, выбраны отечественный и зарубежный аналоги проектируемого двигателя. На основе результатов анализа определены значения параметров функционирования ДВС. Синтезирована конструкция ГРМ проектируемого ДВС, проведен тепловой расчет двигателя, получены геометрические размеры ЦПГ, разработана структурная и расчетная схемы КШМ, рассчитаны значения кинематических параметров поршня, выполнен динамический расчет двигателя. Произведён расчёт электромагнитного привода клапанов. Разработан технологический процесс изготовления впускного клапана.  Проведён расчёт количества вредных выбросов в отработавших газах.

Отрывок из дипломной работы:

1.7 Расчет поршневой группы

Наиболее напряженным элементом поршневой группы является поршень, воспринимающий высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основными функциями является 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.
Его рассчитывают на прочность без учета переменных нагрузок, которые возникают в цилиндре от давления в период работы двигателя. Учитывают только нагрузки от максимального давления газов (p_(z max) ) в цилиндре. Расчетными элементами являются: днище, стенки головки, верхняя кольцевая перемычка, опорная поверхность, юбка.
Высота верхней части поршня над поршневым пальцем определяется количеством, геометрическими размерами, расположением компрессионных и маслосъемных колец и прочностью перемычек между ними.

1.7.1 Расчет поршня
Основные данные для расчетов:
диаметр поршня D=100 мм;
ход поршня S=91 мм;
максимальное давление сгорания p_z=6,417 МПа;
площадь поршня F_п=0,008 м^2;
масса поршневой группы m_г=0,863кг;
наибольшая удельная нормальная сила N_max=0,004 МН.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений принимаем:
высоту поршня H=100 мм;
высоту юбки поршня h_ю=60 мм;
радиальную толщину кольца t=4,3 мм;
радиальный зазор в канавке по диаметру ∆t=0.7 мм;
толщину стенки головки поршня s=7,5 мм;
величину верхней кольцевой перемычки h_n=3,5мм;
число масляных каналов n_m=8;
диаметр масляных каналов d_m=0,6 мм;
материал поршня – алюминиевый сплав α_п=22∙〖10〗^(-6) 1/К;
материал гильзы цилиндра – серый чугун α_ц=11∙〖10〗^(-6) 1/К.
Напряжение сжатия в сечении х – х:
Внутренний диаметр опасного сечения:
d_k=D-2∙(t+∆t);
d_k=75 мм.
Внешний диаметр опасного сечения:
d_i=D-2∙(s+t+∆t);
d_i=90 мм.
Площадь маслоотводных отверстий:
F_1=(d_m∙(d_k-d_i ))/2;
F_1=〖4,5 мм〗^2.
Площадь опасного сечения х – х:
F_хх=[π/4∙(〖d_k〗^2-〖d_i〗^2 )-F_1∙n_m ]∙〖10〗^(-6);
F_хх=〖0.002 м〗^2.
Максимальная сжимающая сила:
P_max=P_z∙F_п;
P_max=0.050 МН.
Напряжение сжатия:
допустимое значение |σ_сж |=30….40 МПа;
σ_сж=P_max/F_хх ;
σ_сж=34.646 МПа.
Напряжение разрыва в сечении х – х:
Максимальная угловая скорость холостого хода:
ω_(хх.max)=(π∙n_(хх.max))/30;
ω_(хх.max)=628,318 рад/с.
Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х:
m_хх=0.6∙m_г;
m_хх=0.518 кг.
Максимальная разрывающая сила:
P_j=m_хх∙R∙〖ω_(хх.max)〗^2∙(1+λ);
P_j=0.011 МН.
Напряжение разрыва:
допустимое значение |σ_р |=4….10 МПа;
σ_р=P_j/F_хх ;
σ_р=6,100 МПа.
Напряжения в верхней кольцевой перемычке:
Среза:
τ=0.031∙P_z∙D/h_n ;
τ=5.757 МПа.
Изгиба:
σ_из=0.005∙P_z∙(D/h_n )^2;
σ_из=23,575 МПа.
Сложное:
допустимое значение |σ_Σ |=30….40 МПа;
σ_Σ=√(〖σ_из〗^2+4∙τ^2 );
σ_Σ=26,237 МПа.
Удельное давление поршня на стенку цилиндра:
допустимое значение |q_1 |=0,3….1,5 МПа;
q_1=N_max/(h_ю∙〖10〗^(-3)∙D∙〖10〗^(-3) );
q_1=0,627МПа;
допустимое значение |q_2 |=0,2….0,7 МПа;
q_2=N_max/(H∙〖10〗^(-3)∙D∙〖10〗^(-3) );
q_2=0,376 МПа.
Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установки оптимальных диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при различных тепловых нагрузках, возникающих в процессе работы двигателя.
Диаметр головки поршня:
∆_г=0.007∙D;
∆_г=0.7 мм;
D_г=D-∆_г;
D_г=99,3 мм.
Диаметр юбки поршня:
∆_ю=0.002∙D:
∆_ю=0,2мм;
D_ю=D-∆_ю;
D_ю=99,8 мм.
Диаметральные зазоры в горячем состоянии:
∆_(г_1 )=D∙[1+α_ц∙(T_ц-T_0 )]-D_г∙[1+α_п∙(T_г-T_0 )];
∆_(г_1 )=0,471 мм;
∆_(ю_2 )=D∙[1+α_ц∙(T_ц-T_0 )]-D_ю∙[1+α_п∙(T_ю-T_0 )];
∆_(ю_2 )=0.167 мм,
где T_ц=383 К; T_г=593 К; и T_ю=413 К приняты с учетом жидкостного охлаждения двигателя.

1.7.2 Расчёт поршневого кольца
Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок, выполняя три основные функции:
1) герметизации надпоршневого пространства в целях максимально возможного использования тепловой энергии топлива;
2) отвода избыточной доли теплоты от поршня в стенки цилиндра;
3) «управления маслом», т.е. рациональное распределение масляного слоя по зеркалу цилиндра и ограничения попадания масла в камеру сгорания.
В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений принимаем:
материал кольца – серый чугун;
модуль упругости материала
Е=〖1,2∙10〗^5 МПа;
коэффициент линейного расширения
α_К=11∙〖10〗^(-6) 1/К;
разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состоянии:
A_0=2,5∙t;
A_0=10.75мм.
Среднее давление кольца на стенку гильзы цилиндра:
допустимое значение для компрессионного кольца |p_ср |=0,11..0,37 МПа;
допустимое значение для маслосъемного кольца |p_ср |=0,2….0,4 МПа;
p_ср=0.152∙E∙(A_0/t)/((D/t-1)^3∙D/t);
p_ср=0.177 мм.
Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности при каплевидной форме эпюры давления
p=p_ср∙μ_K.
Таблица 1.6 – Эпюра давления компрессионного кольца на стенку цилиндра

Напряжение изгиба кольца:
в рабочем состоянии:
допустимое значение: |σ_из1 |=220….450 МПа;
σ_из1=2.61∙p_ср∙(D/t-1)^2;
σ_из1=229,948 МПа;

Рисунок 1.21 – Каплевидная эпюра давления компрессионного кольца двигателя на стенку цилиндра
при надевании кольца на поршень:
σ_из2=(4∙E∙(1-0.114∙A_0/t))/(m∙(D/t-1.4)∙D/t),
где m=1.57 – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца;
σ_из2=384,966 МПа.
условие соблюдается σ_из2>σ_из1
Монтажный зазор в прямом замке поршневого кольца в холодном состоянии:
∆_К=∆_К1+π∙D∙(α_К∙(T_K-T_0 )-α_ц∙(T_ц-T_0 ));
где ∆_К1=0,08 мм; T_K=493 К;
∆_К=0.112 мм.

1.7.3 Расчёт поршневого пальца
Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к материалам, применяемым для изготовления пальцев, предъявляют требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные никелем и хромом стали с твердой поверхностью и вязкой основой.
Основные данные для расчета:
– наружный диаметр пальца d_п=25 мм;
– внутренний диаметр пальца d_в=16.25 мм;
– длина пальца l_п=80 мм;
– длина втулки шатуна l_ш=45 мм;
– расстояние между торцами бобышек b=35 мм;
– материал поршневого пальца – сталь 12ХНЗА;
– модуль упругости материала E=2∙〖10〗^5 МПа.
Расчетная сила, действующая на поршневой палец:
– газовая p_(z.max)=0.050 МН;
– инерционная
P_j=-m_г∙R∙ω^2∙(1+λ);
P_j=-0.019 МН.

Расчетная:
P=P_(z.max)+k∙P_j,
где k=0.68 коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца
P=0.037 МН.
Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:
допустимое значение |q_ш |=20….60 МПа;
q_ш=P/(d_п∙l_п );
q_ш=33,079 МПа.
Удельное давление пальца на бобышки:
допустимое значение |q_б |=15….50 МПа;
q_б=P/(d_п∙(l_п-b) );
q_б=33,079 МПа.
отношение диаметров:
α=d_в/d_п ;
α=0,65.
Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:
допустимое значение |σ_из |=100….250 МПа;
σ_из=(P∙(l_п+2∙b-1,5∙ l_ш ))/(1,2∙(1-α^4 )∙d_п );
σ_из=199,325 МПа.
Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:
допустимое значение |τ|=60….250 МПа;
τ=(0.85∙P∙(1+α+α^2 ))/((1-α^2 )∙〖d_п〗^2 );
τ=127,685 МПа.

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:
допустимое значение |〖∆d〗_(n.max) |=0,02….0,05 МПа;
〖∆d〗_(n.max)=(1.35∙P)/(E∙l_п )∙((1+α)/(1-α))^3∙[0.1-(α-0.4)^3 ]〖∆d〗_(n.max)=0.027 мм.
Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:
– в горизонтальной плоскости:
σ_α0=(15∙P)/(d_п∙l_п )∙[0.19∙((2+α)∙(1+α))/(1-α)^2 -1/(1-α)]∙[0.1-(α-0.4)^3 ];
σ_α0=92,426 МПа;
– в вертикальной плоскости:
σ_α90=-(15∙P)/(d_п∙l_п )∙[0.174∙((2+α)∙(1+α))/(1-α)^2 +0.636/(1-α)]∙[0.1-(α-0.4)^3 ];
σ_α90=-189,055 МПа.
Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:
в горизонтальной плоскости:
допустимое значение |σ_i0 |=300….350 МПа;
σ_i0=-(15∙P)/(d_п∙l_п )∙[0.19∙((1+2α)∙(1+α))/((1-α)^2∙α)+1/(1-α)]∙[0.1-(α-0.4)^3 ];
σ_i0=-280,543 МПа.
в вертикальной плоскости:
σ_i90=(15∙P)/(d_п∙l_п )∙[0.174∙((1+2α)∙(1+α))/((1-α)^2∙α)+0.636/(1-α)]∙[0.1-(α-0.4)^3 ];
σ_i90=97,312 МПа.

1.8 Расчет шатунной группы

Конструкция шатунов, применяемых в автомобильных и тракторных двигателях, разнообразна и зависит в основном от типа двигателя и расположения цилиндров. Расчетными элементами шатунной группы являются поршневая и кривошипная головка, стержень шатуна и шатунные болты.
При работе шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготавливают из марганцовистых хромоникелевых сталей с содержанием углерода от 0,3 до 0,45 %.
Рисунок 1.22 – Расчётная схема шатуна

1.8.1 Расчет поршневой головки шатуна
Основные данные для расчетов:
диаметр поршневого пальца d_п=30.425 мм;
длина верхней головки шатуна l_ш=45 мм;
наружный диаметр головки шатуна 〖 d〗_г=38 мм;
внутренний диаметр головки шатуна d=27,5 мм;
радиальная толщина стенки головки h_г=5,25 мм.
Материал шатуна – сталь 45Г2; E_ш=2.2∙〖10〗^5 МПа; α_г=1∙〖10〗^(-5) 1/К.
Предел прочности σ_в=800 МПа.
Пределы усталости:
при изгибе σ_1=350 МПа;
при растяжении – сжатии σ_1р=210 МПа;
Предел текучести: σ_Т=420 МПа.
Коэффициенты приведения цикла:
при изгибе α_σ=0.17;
при растяжении – сжатии α_σ1=0.12.
Материал втулки – бронза E_в=1.15∙〖10〗^5 МПа; α_в=1.8∙〖10〗^(-5) 1/К.
При изгибе:
β_σ=σ_1/σ_Т ;
β_σ=0.833;
((β_σ-α_σ ))/((1-β_σ ) )=3,98.
При растяжении – сжатии:
β_σ1=σ_1р/σ_Т .
β_σ1=0.5;
((β_σ1-α_σ1 ))/((1-β_σ1 ) )=0.76.
Расчет сечения I – I:
Масса части головки выше сечения I – I:
m_(в.г)=0.08∙m_ш;
m_(в.г)=0,070 кг.
Максимальное напряжение пульсирующего цикла:
σ_max=((m_г+m_(в.г) )∙ω_(xx.max)^2∙R∙(1-λ))/(2∙l_ш∙h_г );
σ_max=44,413 МПа.
Среднее напряжение и амплитуда цикла:
σ_a0=σ_max/2;
σ_a0=22,206 МПа;
σ_m0=σ_a0;
σ_m0=22,206 МПа.
Эффективный коэффициент концентрации напряжений:
k_σ=1.2+1.8∙〖10〗^(-4)∙(σ_в-400);
k_σ=1.272.
Масштабный коэффициент ε_м=0,86.
Коэффициент поверхностной чувствительности ε_п=0,9;
σ_ak0=(σ_a0∙k_σ)/(ε_п∙ε_м );
σ_ak0=36,494 МПа,
так как
σ_ak0/σ_m0 =1,64> ((β_σ1-α_σ1 ))/((1-β_σ1 ) )=0.89
то запас прочности в сечении I – I определяется по пределу усталости:
n_σ=σ_1р/((σ_ak0+α_σ1∙σ_m0 ) );
n_σ=5,362.

Напряжение от запрессованной втулки:
суммарный натяг:
∆_t=d∙(α_в-α_г )∙∆Т,
где ∆=0.04 мм – натяг посадки бронзовой втулки;
∆Т=110 К – средняя температура подогрева головки и втулки;
∆_t=0.084 мм;
∆_Σ=∆+∆_t;
∆_Σ=0.124 мм.
Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой:
P=∆_Σ/(d∙(((〖d_г〗^2+d^2)/(〖d_г〗^2-d^2 )+μ)/E_ш +((d^2+〖d_п〗^2)/(d^2-〖d_п〗^2 )-μ)/E_в ) ) ,
где μ=0.3 – коэффициент Пуансона;
P=43,265 МПа.
Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:
допустимое значение |σ_a |=100….150 МПа;
σ_a=(P∙2∙d^2)/(〖d_г〗^2-d^2 );
σ_a=95,148 МПа.
Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:
допустимое значение |σ_i |=100….150 МПа;
σ_i=P∙(〖d_г〗^2+d^2)/(〖d_г〗^2-d^2 );
σ_i=138,414 МПа.
Расчет сечения А-А на изгиб:
Максимальная сила, растягивающая головку:
P_jп=-m_г∙R∙ω^2∙(1+λ);
P_jп=-19398 Н.
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении 0 – 0:
N_j0=-P_jп∙(0.572-0.0008∙φ_(ш.з.) ),
где φ_(ш.з.)=105 – угол заделки;
N_j0=9466,37 Н;
r_ср=(d_г+d)/4;
r_ср=16,37 мм;
M_j0=-P_jп∙r_ср∙(0.00033∙φ_(ш.з.)-0.0297);
M_j0=1,572 Н.
Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы:
N_(jφ_(ш.з.) )=N_j0∙cos(φ_(ш.з.) )-0.5∙P_jп∙(sin(φ_(ш.з.) )-cos(φ_(ш.з.) ));
N_(jφ_(ш.з.) )=9428,908 Н;
M_(jφ_(ш.з.) )=M_j0+N_j0∙r_ср∙(1-cos(φ_(ш.з.) ))+0.5∙P_jп∙(sin(φ_(ш.з.) )–cos(φ_(ш.з.) ));
M_(jφ_(ш.з.) )=2,185 Н∙м.
Напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы:
F_г=(d_г-d)∙l_ш;
F_г=472,5〖мм〗^2;
F_в=(d-d_п )∙l_ш;
F_в=〖112,5 мм〗^2;
K=(E_ш∙F_г)/(E_ш∙F_г+E_в∙F_в );
K=0.889;
σ_aj=[K∙N_(jφ_(ш.з.) )+2∙M_(jφ_(ш.з.) )∙(6∙r_ср∙h_г)/(h_г∙(2∙r_ср+h_г ) )]∙〖10〗^(-6)/(l_ш∙h_г );
σ_aj=45,093 МПа.
Суммарная сила, сжимающая головку: φ=370;
P_сж=(p_z-p_0 )∙F_п-m_г∙R∙ω^2 [(cos⁡(φ) )+(λ∙cos⁡(2∙φ) )];
P_сж=30691,54Н.
Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы:
N_сж0=0.0009∙P_сж;
N_сж0=27,622 H;
M_сж0=P_сж∙r_ср∙0.00025;
M_сж0=0,125 Hм;
N_(сжφ_(ш.з.) )=P_сж∙[N_сж0/P_сж +(sin⁡〖φ_(ш.з.) 〗/2-φ_(ш.з.)/π∙sin⁡〖φ_(ш.з.)-1/π∙cos⁡〖φ_(ш.з.) 〗 〗 )];
N_(сжφ_(ш.з.) )=171,872 Н;
M_(сжφ_(ш.з.) )=P_сж∙r_ср [M_сж0/(P_сж∙r_ср )+N_сж0/P_сж ∙-(sin⁡〖φ_(ш.з.) 〗/2-φ_(ш.з.)/π∙sin⁡〖φ_(ш.з.)-1/π∙cos⁡〖φ_(ш.з.) 〗 〗 )];
M_(сжφ_(ш.з.) )=-1,7549 Нм.
Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:
σ_(а.сж)=[2∙M_(сжφ_(ш.з.) )∙(6∙r_ср+h_г)/(h_г∙(2∙r_ср+h_г ) )+K∙N_(сжφ_(ш.з.) ) ]∙〖10〗^(-6)/(l_ш∙h_г );
σ_(а.сж)=-7,060 МПа.
Максимальное и минимальное напряжения ассиметричного цикла:
σ_max=σ_a+σ_aj;
σ_max=140,242 МПа;
σ_min=σ_a+σ_(а.сж);
σ_min=102,209 МПа.
Среднее напряжение и амплитуда напряжений:
σ_m=(σ_max+σ_min)/2;
σ_m=121,225 МПа;
σ_a=(σ_max-σ_min)/2;
σ_a=19,016 МПа;
σ_ak=σ_(a∙k_σ )/(ε_п∙ε_м );
σ_ak=31,251 МПа,
так как
σ_ak/σ_m =0,257< ((β_σ-α_σ ))/((1-β_σ ) )=0,89,
то, запас прочности в сечении A – A определяется по пределу текучести:
n_σ=σ_T/((σ_ak+σ_m ) ),
n_σ=2,754.

1.8.2 Расчет кривошипной головки шатуна
Основные данные для расчета:
масса шатунной группы m_ш=1.178кг;
диаметр шатунной шейки d_шш=56 мм;
толщина стенки вкладыша t_в=2 мм;
расстояние между шатунными болтами С_б=78,4 мм;
длина кривошипной головки шатуна l_к=40 мм;
масса крышки m_кр=0.294 кг.
Максимальная сила инерции, направленная на изгиб крышки нижней головки шатуна:
P_jp=R∙(ω_(xx.max)^2 )∙[(m_г+m_(ш.п.) )∙(1+λ)+(m_(ш.к.)-m_кр )];
P_jp=0.036 МН.
Внутренний радиус нижней головки:
r_1=0.5∙(d_шш+2∙t_в );
r_1=30 мм.

Момент сопротивления расчетного сечения крышки без учета ребер жесткости:
W_из=(l_к∙(0.5∙С_б-r_1 ))/6;
W_из=5,642∙〖10〗^(-3) м^3.
Моменты инерции вкладыша и крышки:
J_в=l_к∙〖t_в〗^3;
J= 3,11∙〖10〗^(-8) м^4;
J=l_к∙(0.5∙С_б-r_1 );
J_в= 3,2∙〖10〗^(-10) м^4.
Суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении:
F_г=l_к∙0.5(С_б-d_шш );
F_г=0.0004 м^2.
Напряжение изгиба крышки нижней головки и вкладыша подшипника:
допустимое значение |σ_из |=100….300 МПа;
σ_из=-P_jp∙[(0.023∙С_б)/((1+J_в/J)∙W_из )+0.4/F_г ];
σ_из=148,955 МПа.

1.8.3 Расчет стержня шатуна
Основные данные для расчета:
размер сечения h_шmin=19мм;
размер сечения h_ш=45,6 мм;
размер сечения b_ш=24,75мм;
размер сечения a_ш=4 мм;
размер сечения t_ш=4 мм;
внутренней диаметр шатунной шейки d_1=60мм.

Площадь и моменты инерции расчетного сечения В – В:
F_ср=[h_ш∙b_ш-(b_ш-a_ш )∙(h_ш-2∙t_ш )];
F_ср= 348.4 мм^2;
J_x=(〖h_ш〗^3∙b_ш-(b_ш-a_ш )∙(h_ш-2∙t_ш )^3)/12;
J_x=103645 〖мм〗^4;
J_y=(h_ш∙〖b_ш〗^3-(b_ш-a_ш )^3∙(h_ш-2∙t_ш )^3)/12;
J_y= 29617 〖мм〗^4.
Напряжение в сечении В – В от действия на сжатие суммарных сил:
в плоскости качания шатуна:
K_x=1+σ_в/(π^2∙E_ш )∙〖L_ш〗^2/J_x ∙F_ср;
K_x=1,041;
P_сж=(p_z-p_0 )∙F_п-m_j∙R∙ω^2 [(cos⁡(φ) )+(λ∙cos⁡(2∙φ) )];
P_сж=0.008 МН;
σ_(max.x)=(K_x∙P_сж)/F_ср ;
σ_(max.x)=24.325 МПа.
в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:
L_1=L_ш-(d+d_1)/2;
L_1=107,25 мм;
K_y=1+σ_в/(π^2∙E_ш )∙〖L_1〗^2/(4∙J_y )∙F_ср;
K_y=1.012;
P_р=[p_r∙F_п-m_г∙R∙ω^2∙(1+λ)];
P_р=-0.026 МН;
σ_(max.y)=(K_y∙P_сж)/F_ср ;
σ_(max.y)=23,650 МПа.
Минимальное напряжение от растягивающей силы:
σ_min=P_р/F_ср ;
σ_min=-76.557 МПа.
Средние напряжения и амплитуды цикла:
σ_(m.x)=(σ_(max.x)+σ_min)/2;
σ_(m.x)=-26,116 МПа;
σ_(m.y)=(σ_(max.y)+σ_min)/2;
σ_(m.y)=-26,449 МПа;
σ_(a.x)=(σ_(max.x)-σ_min)/2;
σ_(a.x)=50,441 МПа;
σ_(a.y)=(σ_(max.y)-σ_min)/2;
σ_(a.y)=50,107 МПа;
σ_(ak.x)=(σ_(a.x)∙k_σ)/(ε_п∙ε_м );
σ_(ak.x)=70,507 МПа;
σ_(ak.y)=(σ_(a.y)∙k_σ)/(ε_п∙ε_м );
σ_(ak.y)=70,040 МПа,
так как
σ_(ak.x)/σ_(m.x) =2,69 > ((β_σ1-α_σ1 ))/((1-β_σ1 ) )=0,86,
то запасы прочности в сечении B – B определяется по пределу усталости:
n_(σ.x)=σ_1р/((σ_(ak.y)+α_σ1∙σ_(m.y) ) );
n_(σ.x)=3,116;
n_(σ.y)=σ_1р/((σ_(ak.y)+α_σ1∙σ_(m.y) ) );
n_(σ.y)=3,140.

1.8.4 Расчет шатунных болтов
Основные данные для расчета:
число болтов i_б=2;
диаметр болта d=10 мм;
шаг резьбы t=1 мм;
Материал – сталь 40ХН:
предел прочности σ_в=980 МПа;
предел текучести σ_т=800МПа ;
предел усталости при растяжении – сжатии σ_1р=300 МП;
коэффициент приведения при растяжении – сжатии: α_σ=0.17;
β_σ=σ_1p/σ_Т ;
β_σ=0.375;
((β_σ-α_σ ))/((1-β_σ ) )=0,328.
Сила предварительной затяжки болтов:
P_пр=(2.2∙P_jp)/i_б ;
P_пр=0.045 МН.
Суммарная сила, растягивающая болт:
коэффициент основной нагрузки резьбового соединения: χ=0.2;
P_р=P_пр+(χ∙P_jp)/i_б ;
P_р=0.049 МН.
Максимальное и минимальное значение напряжения в болтах:
d_в=d-1.4∙t;
d_в=8.6 мм;
σ_max=(4∙P_р)/(π∙〖d_в〗^2∙〖10〗^(-6) );
σ_max=76,092 МПа;
σ_min=(4∙P_пр)/(π∙〖d_в〗^2∙〖10〗^(-6) );
σ_min=70,456 МПа.
Среднее значение напряжения и амплитуды цикла:
σ_m=(σ_max+σ_min)/2;
σ_m=73,274 МПа;

σ_a=(σ_max-σ_min)/2;
σ_a=2,818 МПа;
k_σ=1+q∙(α_(k_σ )-1);
k_σ=2,6; α_(k_σ )=3; q=0,8 ;
σ_ak=(σ_a∙k_σ)/(ε_п∙ε_м );
σ_ak=8,935 МПа,
так как
σ_(ak.y)/σ_(m.y) < ((β_σ1-α_σ1 ))/((1-β_σ1 ) ),
то запас прочности болта определяется по пределу усталости:
n_(σ.x)=σ_T/((σ_(ak.)+σ_(m.y) ) );
n_(σ.x)=9,731.
1.9 Расчет корпуса двигателя
У большей части современных автомобильных и тракторных двигателей блок цилиндров выполнен заодно с верхней частью картера и называется блок-картерном. К блок-картеру крепят и в нем размещают различные механизмы и отдельные детали двигателя. При работе двигателя блок-картер воспринимает значительные динамические и тепловые нагрузки. Схема передачи сил давления газов через элементы блока определяет силовую схему блок-картера. В современных автомобильных и тракторных двигателях наибольшее распространение получили следующие силовые схемы: с несущим блоком цилиндров; с несущим блоком рубашек и с несущими силовыми шпильками.

1.9.1 Расчёт блока цилиндров
Конструкция блока цилиндров и его габаритные размеры определяются назначением, условиями работы и мощностью двигателя. Для расчета принимаем материал корпуса – чугун. Толщина перегородок чугунного блока и стеной жидкостной рубашки обычно не превышает 4 – 7 мм, а толщина перегородок и стенок верхней половины картера 5 – 8 мм. Для однорядного карбюраторного двигателя с однопролетным коленчатым валом и с подшипниками качения отношение
L_0/D=1,3.

1.9.2 Расчёт гильза цилиндров
Основные данные для расчета:
толщина стенки гильзы цилиндра δ_г=8 мм;
температурный перепад между внутренней
и наружной поверхностями гильзы ∆Т=110 К;
Материал гильзы цилиндра – чугун:
допустимое напряжение на растяжение для чугуна σ_z=60 МПа
Расчетная толщина стенки гильзы:
δ_(г.р.)=0.5∙D∙[√(((σ_z+0.4∙P_z ))/((σ_z-1.3∙P_z ) ))-1];
δ_(г.р.)=5,027мм.
Напряжение растяжения в гильзе от действия максимального давления газов:
допустимое значение |σ_р |=30…60 МПа;
σ_р=(P_z∙D)/(2∙δ_г );
σ_р=40,111 МПа.
Температурные напряжения в гильзе:
σ_t=(E∙α_ц∙∆Т)/(2∙(1-μ) ),
где μ=0.25;
σ_t=88 МПа.
Суммарные напряжения в гильзе от давления газов и перепада температур:
допустимое значение |σ_Σ^’ |=100….130 МПа;
на наружной поверхности:
σ_Σ^’=σ_р+σ_t;
σ_Σ^’=128,111МПа.
на внутренней поверхности:
σ_Σ^”=σ_р-σ_t;
σ_Σ^”=-47,888 МПа.

1.9.3 Расчёт головки блока цилиндров
Толщина нижней опорной стенки головки:
δ_гол=1.5+0.09∙D;
δ_гол=9 мм.
Толщина стенок жидкостной рубашки:
δ_р=2.2+0.03∙D;
δ_р=5,2мм.

1.9.4 Расчет шпильки головки блока
Основные данные для расчета:
Материал шпильки – сталь 30Х
предел текучести σ_т=700 МПа
предел усталости при растяжении – сжатии σ_1р=260 МПа
коэффициент приведения цикла при
растяжении – сжатии α_σ=0,14
количество шпилек на один цилиндр i_шш=4
коэффициент затяжки шпильки для соединения
с прокладками m=0,3
коэффициент основной нагрузки резьбового
соединения χ=0,2
номинальный диаметр шпильки d=12 мм
шаг резьбы t=1мм
внутренний диаметр резьбы шпильки d_в=10,6 мм

β_σ=σ_1p/σ_Т ;
β_σ=0,371;
((β_σ-α_σ ))/((1-β_σ ) )=0,368.
Проекция поверхности камеры сгорания на площадь, перпендикулярную оси цилиндра при верхнем расположении клапанов:
F_к=1.25∙F_п;
F_к=0,009м^2.
Сила давления газов на одну шпильку:
P_zmax^’=(P_z∙F_к)/i_шш ;
P_zmax^’=0,015 МН.
Сила предварительной затяжки:
P_пр=m∙(1-χ)∙P_zmax^’;
P_пр=0,037 МН.
Суммарная сила, растягивающая шпильку, без учета силы P_t:
P_рmax=P_пр+χ∙P_zmax^’;
P_рmax= 0,049 МН.
Минимальная сила, растягивающая шпильки:
P_рmin=P_пр
P_рmin=0,045МН
Площадь сечения шпильки по внутреннему диаметру:
F_0р=(π∙(d_в )^2)/4;
F_0р=0,00009 м^2.
Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в шпильке:
σ_max=P_рmax/F_0р ;
σ_max=555,891 МПа;
σ_min=P_рmin/F_0р ;
σ_min=520,192 МПа.
Среднее значение напряжения и амплитуды цикла:
σ_m=(σ_max+σ_min)/2;
σ_m=538,042 МПа;
σ_a=(σ_max-σ_min)/2;
σ_a=17,849 МПа,
где
k_σ=1+q∙(α_(k_σ )-1);
k_σ=3,4;
σ_ak=(σ_a∙k_σ)/(ε_п∙ε_м );
σ_ak=8,935 МПа,
так как
σ_ak/σ_m > ((β_σ-α_σ ))/((1-β_σ ) ),
то запас прочности болта определяется по пределу текучисти:
n_(σ.x)=σ_1p/((σ_ak+α_σ∙σ_m ) );
n_σ=1,143.

1.10 Расчет элементов системы охлаждения
Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода теплоты от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы. Большая часть отводимой теплоты воспринимается системой охлаждения меньшая – системой смазки и непосредственно окружающей средой.
В зависимости от рада используемого теплоносителя в автомобильных и тракторных двигателях применяют систему жидкостного или воздушного охлаждения. В качестве жидкого охлаждающего вещества используют воду и некоторые другие высококипящие жидкости, а в системе воздушного охлаждения – воздух.

1.10.1 Расчет жидкостного насоса двигателя
Основные данные для расчета
средняя теплоемкость жидкости c_ж=4187 Дж/(кг∙К) ;
средняя плотность жидкости ρ_ж=1000 кг/м^3 ;
напор создаваемый насосом р_ж=120000 МПа;
частота вращения насоса n_(в.п.)=4600 〖мин〗^(-1);
температурный перепад жидкости при
принудительной циркуляции ∆Т=9,6 К;
коэффициент подачи насоса η=0,82;
скорость жидкости на входе в насос с_1=1,8 м/с;
радиус ступицы крыльчатки r_0=0,01 м;
Число лопаток в крыльчатке насоса z=4;
толщина лопаток у входа δ_1=0,003 м;
Количество теплоты, отводимой от двигателя
жидкостью Q_ж=29136 Дж/с;
Гидравлический КПД насоса η_h=0,65;
Толщина лопаток на выходе δ_2=0,003 м;
Механичкский КПД жидкостного насоса η_м=0,82;
Количество теплоты, отводимой от двигателя и передаваемого от жидкости к охлаждающему воздуху Q_возд=29136 Дж/с;
Средняя теплоемкость воздуха: c_возд=1000 Дж/(кг∙К);
Температурный перепад воздуха в решетке
радиатора 〖∆Т〗_возд=24 К;
Средняя температура воздуха Т_(ср.возд)=325 К;
Коэффициент теплопередачи для радиаторов л/а К=160;
Скорость воздуха перед фронтоном радиатора ω_возд=20 м/с;
КПД литого вентилятора η_в=0.6.