WWW.KNIGA.SELUK.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА - Книги, пособия, учебники, издания, публикации

 

Pages:   || 2 |

«КОНСТРУИРОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Конспект лекций Омск – 2010 Министерство науки и образования РФ ГОУ ВПО Сибирская государственная автомобильно-дорожная ...»

-- [ Страница 1 ] --

И.А. Холмянский

КОНСТРУИРОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ

ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Конспект лекций

Омск – 2010

Министерство науки и образования РФ

ГОУ ВПО «Сибирская государственная автомобильно-дорожная

академия (СибАДИ)»

И.А. Холмянский

КОНСТРУИРОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ

ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Конспект лекций Омск СибАДИ 2010 УДК 658.562:691 (075) ББК - 88 Х -72 Рецензенты:

д-р техн. наук, профессор кафедры «Авиа- и ракетостроения»

ОмГТУ В.И. Кузнецов;

канд. техн. наук, доцент, зав. кафедрой технологии машиностроения и технического сервиса АПК ФГОУ ВПО Ом ГАУ О.М. Кирасиров;

ген. директор ЗАО ППСРО «Агропромдорстрой» В.В. Привалов Работа одобрена редакционно-издательским советом академии в качестве курса лекций для специальностей 140501 «Двигатели внутреннего сгорания» направления 140500 «Энергомашиностроение»,190603 «Сервис транспортных и технологических машин и оборудования», 190601 «Автомобили и транспортное хозяйство».

Холмянский И.А.

Х-72 Конструирование двигателей внутреннего сгорания: конспект лекций. – Омск: СибАДИ, 2010. – 153 с.

Даны описания всех основных конструкций двигателей внутреннего сгорания (ДВС). Приведены методики расчетов деталей, узлов и систем, обеспечивающих работу двигателей, а также основных нормативных документов, которые необходимо учитывать при проектировании ДВС.

Предназначен для студентов очной и заочной форм обучения по специальностям 140501 «Двигатели внутреннего сгорания» направления 140500 «Энергомашиностроение», 190603 «Сервис транспортных и технологических машин и оборудования», 190601 «Автомобили и транспортное хозяйство».

Ил. 98. Табл. 19. Прил.1. Библиогр.: 8 назв.

© ГОУ «СибАДИ»,

СОДЕРЖАНИЕ

Лекция 1. Конструирование двигателя внутреннего сгорания………………... Лекция 2. Проектирование ДВС. Общая компоновка……………………......... Лекция 3. Численные методы исследования напряженно-деформированного состояния деталей ДВС. Метод конечных элементов………………………… Лекция 4. Метод конечных разностей. Метод граничных элементов ……….. Лекция 5. Основы конструирования двигателей внутреннего сгорания. Конструирование поршней………………………………………………………….. Лекция 6. Расчеты поршня………………………………………………………. Лекция 7. Расчеты поршневого пальца …………………………………….
....... Лекция 8. Шатунная группа ….…………………………………………………. Лекция 9. Расчет поршневой головки…….…………………………………….. Лекция 10. Расчет кривошипной головки………………………………………. Лекция 11. Коленчатые валы…………………………………………………….. Лекция 12. Расчет шатунных шеек ……………………………………………... Лекция 13. Неравномерность вращения коленчатых валов. Маховик……….. Лекция 14. Корпусные элементы двигателей внутреннего сгорания………… Лекция 15. Механизм газораспределения (МГР) ……………………………... Лекция 16. Пружины клапанов ………………………………………………. Лекция 17. Профилирование кулачков …………… …………………………… Лекция 18. Система смазки ……………………………………………………... Лекция 19. Расчет подшипников скольжения …………………………….…… Лекция 20. Системы охлаждения ……………………………………………….. Лекция 21. Радиаторы …...………………………………………………………. Лекция 22. Вентиляторы ………………………………………………………… Лекция 23. Воздушные системы охлаждения ………………………………….. Лекция 24. Художественное конструирование. Анализ конструкций и перспектива развития поршневых двигателей …………...………………….…….. Лекция 1. Конструирование двигателя внутреннего сгорания.

Что такое конструирование или проектирование двигателя? В результате конструирования инженер выпускает чертежи какого-либо изделия. Прежде чем инженер возьмет карандаш или сядет за компьютер, он должен знать, какими свойствами должно обладать изделие и в каких условиях оно будет работать. Это означает, что он должен определить, какие силы, температура, влажность и другие параметры будут воздействовать как на само изделие, так и на его элементы или узлы. Причем эти параметры подразделяются на внутренние и внешние. Внутренние воздействуют на изделие при работе, а внешние постоянно от окружающей среды. Только при наглядном представлении всех реальных воздействий можно создать работоспособную конструкцию. И здесь конструктору помогает его интуиция и пространственное (в образах) мышление. В том случае, если изделие уже эксплуатировалось, инженер анализирует его недостатки и какие новые требования выдвигает жизнь или рынок.

Определим требования, предъявляемые к автомобильному двигателю при его проектировании:

1. Экономичность на всех режимах работы (небольшой удельный расход топлива).

2. Крутящий момент на валу двигателя или мощность, хорошая приемистость при изменении режима (быстрое повышение частоты вращения, быстрый запуск).

3. Высокая удельная мощность и малые габариты.

4. Удобство эксплуатации и простота технического обслуживания.

5. Низкая токсичность отработавших газов.

6. Высокая надежность, большой ресурс или время безаварийной работы до ремонта.

При проектировании инженер должен обеспечить выполнение всех этих требований. Проблеме, как достигается это при конструировании ДВС, посвящен данный курс лекций. Рассмотрим упрощенную схему (рис. 1.1). Давление газов в надпоршневом пространстве, образующихся при сгорании топлива, воздействует на поршень и на головку цилиндра и через нее на болты крепления головки. От поршня суммарная сила газов передается к пальцу, где она раскладывается на две силы: одна направлена по шатуну S, а вторая – на стенку цилиндра N. Величины этих сил находят из треугольника разложения сил. Сила S передается через кривошипную головку шатуна на шейку кривошипа. Здесь она раскладывается на две силы – Т и К. Сила T создает крутящий момент на валу двигателя, а сила К приходит на коренные шейки коленчатого вала и через корпусные детали разлагается на вертикальные и горизонтальные составляющие Кх, Ку и передается на опоры крепления двигателя и раму автомобиля.

Кроме газовых сил на детали двигателей действуют силы инерции движущихся масс: поршней, шатунов и кривошипов и маховика, которые служат аккумулятором момента вращения для снижения крутильных колебаний во всех системах двигателя.

Курсовой проект, выполняемый студентом по данному курсу, содержит:

1. Конструкцию и расчет поршневой группы (поршня, поршневых колец, пальца).

2. Конструкцию и расчет шатунной группы (стержня шатуна, поршневой головки, кривошипной головки и болтов).

3. Конструкцию и расчет коленчатого вала (коренных и шатунных шеек, щек; особенности расчета для рядного и Vобразного двигателей).

4. Расчет корпусов двигателей; расчет газового стыка.

5. Конструкцию и расчет газораспределения.

6. Конструкцию и расчет подшипников.

7. Конструкцию и расчет смазочной системы.

8. Конструкцию и расчет систем впуска, наддува и выпуска отработанных газов двигателя.

9. Конструкцию и расчет деталей системы охлаждения.

Исходные данные для конструирования получают из теплового, кинематического и динамического расчетов.

Остановимся на основных требованиях, предъявляемых к выполнению курсового проекта. Как чертежи, так и порядок выполнения всех расчетов определяется требованиями ГОСТов. Поэтому на первом практическом занятии необходимо ознакомиться с требованиями на составление технического задания по проектированию нового двигателя, затем изучить требования к чертежам деталей сборочных единиц, оформлением спецификации к чертежам в соответствии с ЕСКД.

Чертеж детали по ЕСКД должен иметь, кроме конфигурации детали, все размеры и допуски на каждый размер, сведения о чистоте механической обработки всех поверхностей; ГОСТ на материал, из Рис. 1.1. Взаимодействие газовых сил на элементы конструкции криобщий вид двигателя КамАЗвошипно-шатунного механизма и поперечный разрезы).

На рис. 1.7 показан рабочий заводской чертеж впускного клапана.

Спецификация.

ных документов.

Ведомость держате- ционных документов. риала.

лей подлинников Рис. 1.3. Устройство двигателя КамАЗ – 740. Продольный разрез:

Рис. 1.4. Устройство двигателя КамАЗ – 740. Поперечный разрез:

1 – масляный насос; 2 – фильтр тонкой очистки; 3 – противовес коленчатого вала; 4 – фартук; 5 – распределительный вал; 6 – поршневой палец; 7 – поршень; 8 – форсунка; 9 – фильтр тонкой очистки; 10 – компрессор; 11 – бачок гидроусилителя руля; 12 – топливный насос высокого давления; 13 – штанга толкателя; 14 – клапан; 15 – головка цилиндра; 16 – гильза; 17 – блок цилиндров; 18 – картер; 19 – масляный поддон Рис. 1.5. Устройство двигателя ВАЗ-2101. Продольный разрез:

1 – коленчатый вал; 2 – шкив коленчатого вала; 3 – блок цилиндров; 4 – цепь распределительного вала; 5 – крышка газораспределительного механизма; 6 – распределительный вал; 7 – клапаны; 8 – головка блока цилиндров; 9 – шатун;

Рис. 1.6. Устройство двигателя ВАЗ-2101. Поперечный разрез:

1 – коленчатый вал; 2 – картер; 3 – масляный фильтр; 4 – блок цилиндров; 5 – крыльчатка насоса системы охлаждения; 6 – выпускной трубопровод; 7 – впускной трубопровод; 8 – головка блока цилиндров; 9 – крышка газораспределительного механизма; 10 – распределительный вал; 11 – клапан; 12 – свеча зажигания; 13 – поршень; 14 – шатун; 15 – масляный поддон; 16 – маслоприемник Рис. 1.7. Клапан впускной Лекция 2. Проектирование ДВС. Общая компоновка Проектирование ДВС начинается с изучения требований потребителей в различных отраслях промышленности: авиации, автомобильном транспорте, судостроении, энергомашиностроении и для агрегатов специального назначения. Обычно свойства ДВС оформляются в виде проспекта (рис. 2.1).

Среди этих свойств отмечаются обычно следующие показатели:

1. Номинальная мощность Nе, кВт.

2. Экономичность или эффективная мощность Nл, кВт.

3. Среднее эффективное давление Ре, МПа.

4. Рабочий объем iVл, л; i – число цилиндров; Vл – рабочий объем одного цилиндра.

5. Частота вращения: а) при полной нагрузке, мин-1;

6. Диаметр поршня D, м.

7. Ход поршня S, м, или отношение S/D.

8. Максимальный крутящий момент, Нм.

9. Чистый сухой вес с маховиком, кг; удельная масса mN, кг/кВт.

10. Габариты, мм.

11. Тактность двигателя,.

Кроме этого обязательно учитываются: уменьшение объема и массы, срок службы, снижение расходов и трудоемкости обслуживания.

При любом проектировании решается комплекс проблем и ищется оптимальное решение.

Обычно проектирование начинается с определения основных параметров нового ДВС: номинальной мощности Nе, литровой мощности Nл, поршневой мощности Nп, быстроходности Сm и удельной массы mN.

1. Номинальная мощность равна Nе = pеniVл /30, кВт, (2.1) ре – среднее эффективное давление, МПа.

Для заданного S/D и Nе можно найти D:

Варьируя i и S/D, изменяют объем двигателя.

2. Очень часто в качестве одного из основных параметров, особенно применительно к быстроходным автомобильным двигателям, рассматривается литровая мощность.

Рис. 2.1. Проспект двигателя КамАЗ-740 (начало) Рис. 2.1. Проспект двигателя КамАЗ-740 (окончание) В современных дизелях Nл =70 – 80 кВт/л.

По литровой мощности судят об эффективности использования рабочего объема и уровня форсирования двигателя.

3. Рассматривают также поршневую мощность, кВт, а также мощность, отнесенную к диаметру D цилиндра, которая характеризует уровень форсирования двигателя (тепловую напряженность его поршневой группы).

4. Быстроходность определяют как Сm = Sn/30, м/с. (2.6) Основные показатели, характеризующие конструкцию ДВС, приведены в табл. 2.1.

Отношение S/D хода поршня к диаметру цилиндра определяет протекание важнейших физических процессов в цилиндре, а также габаритные размеры и массу двигателя. В высокооборотных двигателях с принудительным зажиганием при уменьшении S/D до определенного предела (до 1) повышаются технико-экономические показатели двигателя в связи с повышением средней скорости поршня, повышением механического КПД, снижением высоты двигателя, повышением жесткости его элементов, упрощением размещения деталей гидрораспределения в головке цилиндров.

В дизелях отношение S/D увеличилось для обеспечения качественного протекания рабочих процессов из-за более удачных соотношений размеров камеры сгорания и улучшения процессов газообмена, в особенности для двухтактных двигателей. У последних отношение S/D выросло до 4…4,2, что обеспечило существенный рост экономичности.

Для четырехтактных дизелей значение S/D стало несколько выше единицы (1,05…1,25).

Число цилиндров i связано с диаметром D, т.к. они определяют литраж двигателя и соответственно мощность при заданных эффективном давлении и частоте вращения.

Основные показатели, характеризующие конструкцию поршневого двигателя Тип двигателя Автомобильный четырехтактный с 4500… 13,3… 0,85… воспламенением Автомобильный четырехтактный дизель (автомобили малой грузоподъемности, легковые) Автомобильный четырехтактный дизель (автомоби- 1,5…2, ли большой грузоподъемности) зель Тепловозный четырехтактный ди- 0,8…2,4 6,5…9,5 1,0…1,2 4…20 19…21,5 4,1…5, зель тактный дизель Судовой среднеоборотный четы- 2,2…3,0 1,1…1,6 5…20 6,9…8,3 8… рехтактный дизель Судовой малооборотный двухтакт- 1,8…1,9 61…120 7,8…8,5 2,6…4,2 4…9(14) 1,9…4,0 15… ный дизель Специального назначения четырех- 1,8…2,5 12…15 1,0…1,3 6…12 60…70 3,6…5, тактный дизель тактный дизель воспламенением С уменьшением D и увеличением числа цилиндров i можно увеличить частоту вращения n коленвала и снизить массогабаритные показатели, кроме того, улучшается равномерность вращения, но снижается надежность, усложняется техническое обслуживание.

У V-образных двигателей специального назначения число цилиндров может доходить до 20.

Выбрав размеры диаметра поршня D и его ход S, приступают к проектированию кривошипного механизма, вычерчивая его схему для поперечного разреза двигателя по оси цилиндра. При этом производится выбор длинновых размеров шатуна и кривошипа с последующим конструктивным оформлением и прочностным расчетом всех элементов.

Выбор отношения =R/l зависит от длины хода поршня S и характеристики рабочего процесса. Обычно назначают в диапазоне от /3 до 1/12 с учетом соотношения углов – качания шатуна и – угла поворота кривошипа: sin = sin, cos 1 2sin 2.

Тогда крутящий момент коленчатого вала, Нм, равен Дальнейшие расчеты проводят по ранее приведенным методикам.

В настоящее время для проектирования ДВС широко применяют системы автоматизации проектирования (САПР), которые включают модули CAE (расчет и анализ конструкции), CAD (компьютерное конструирование и оформление конструкторской документации) и CAM (автоматизированная подготовка производства). Управление проектированием двигателя в целом осуществляется программным продуктом PDM, который обеспечивает процесс сквозного проектирования в условиях единого информационного пространства с участием различных предприятий в создании и производстве новых двигателей.

В соответствии с ЕСКД процесс разработки включает выпуск технического задания, технического приложения, эскизного технического и рабочего конструкторского проекта. После изготовления опытных образцов производятся их испытания и доводочные работы, разрабатываются технические условия на поставку и эксплуатацию.

Техническое задание (ТЗ) составляется разработчиком головного изделия на базе обоснованных технико-экономических требований заказчика или на основе исследований рынка. На основании ТЗ, согласованного с разработчиком ДВС и заводом-изготовителем, составляется договор, в котором указываются этапы выполнения работ. Затем создается конструкторская документация об устройстве двигателя и собираются все необходимые материалы для разработки конструкции, изготовления, контроля, приемки, испытаний, эксплуатации и ремонта.

После утверждения технического задания составляется техническое предложение, которое содержит обоснование и оценку техникоэкономического содержания ТЗ, возможных вариантов, проверку на патентную чистоту и конкурентоспособность и т.п.

Затем выполняются конструкторские эскизный, технический и рабочий проекты.

На каждом этапе производится дальнейшая детализация элементов конструкции и комплектующих узлов предприятий смежников, испытания узлов и снятие их характеристик с последующими уточнениями конструкции.

После изготовления первых образцов ДВС один или несколько ставятся на заводские длительные доводочные испытания. Затем, после доводки, производятся эксплуатационные испытания на заявленный ресурс. И наконец, по завершении последних проводятся приемочные межведомственные или межгосударственные испытания. По итогам этих испытаний утверждаются технические документы для серийного производства.

Далее продолжается изучение опыта эксплуатации, доработка технической документации и дальнейшее совершенствование конструкции двигателя, пока двигатель находится в производстве.

Общие положения по оценке прочности деталей двигателя и обеспечения надежности его узлов Прочность, в первую очередь теплонапряженных деталей, может быть достаточно точно оценена лишь при учете всей совокупности режимов работы двигателя в эксплуатации, принимая во внимание их продолжительность и чередование, которые существенно различны для отдельных типов двигателей в зависимости от назначения.

Прочность оценивается по напряжениям, возникающим в деталях ДВС. Под напряжениями принято понимать усилия в МПа, возникающие при работе в выбранном сечении детали.

Для всех типов двигателей расчеты теплового и напряженнодеформированного состояния деталей производят на следующих режимах:

1. Режим номинальной мощности при частоте вращения nном. На этом режиме, как правило, возникает максимальное значение температур наиболее нагруженных деталей, а в случае с наддувом добавляется максимальное давление газов.

2. Режим максимального крутящего момента, когда при частоте вращения n = (0,5…0,7) nном силы давления газов становятся максимальными, в особенности для двигателей наземного транспорта.

Здесь силы инерции существенно ниже, что повышает нагрузки от газовых сил.

3. Режим холостого хода для высокооборотных двигателей при максимальной частоте вращения, допускаемой регулятором, достигает для дизельных двигателей nхол = (1,05…1,07) nном, для двигателей с принудительным воспламенением nхол = (1,1…1,15) nном, а для двигателей без ограничения регулятором – nхол = (1,4…1,6) nном.

4. Проверочные расчеты при неустановившихся режимах во время пуска и сброса нагрузки, когда в некоторых рабочих циклах давление газа может превышать в 1,5 раза расчетное значение на установившихся режимах, а при сбросе нагрузки, когда угловая скорость значительно превосходит nном, возрастают силы инерции поступательно движущихся масс. Для деталей таких двигателей вводят коэффициент перегрузки 1,3…1,5.

При оценке прочностной надежности ДВС применяют метод определения коэффициентов запаса прочности.

Под коэффициентом запаса прочности принимается отношение величины предельного допустимого напряжения пред в эксплуатации при работе детали ДВС к максимальному расчетному значению напряжения max, при заданных условиях.

Условие прочностной надежности имеет вид: n [n], (2.10) где [n] – допустимое значение запаса прочности.

Здесь нужно отметить, что значение max – это величина напряжений, полученных для определенного сечения детали по выбранной расчетной методике.

При постоянных по времени нагрузках рекомендуется [n] брать около 1,8…2,0, а при случайных переменных нагрузках [n] принимают 3…5.

Следует заметить, что коэффициентом запаса [n] оценивают неточность методики расчета напряжений в деталях. Они устанавливаются для каждой типовой детали ДВС на основании обработки результатов эксплуатации с помощью теории надежности.

Модель прочностной надежности детали двигателя включает модель материала, модель нагружения, модель формы детали и модель разрушения. Как показала практика, наиболее точно определить напряжения в деталях с учетом температурных и динамических воздействий позволяет применение метода конечных элементов.

Для предварительных расчетов вариантов конструкций допустимо использование типовых стержней, пластинок и оболочек. Но при практической оценке необходимо рассматривать материал детали как сплошной среды.

Многочисленные эксперименты показали, что использование модели сплошной среды при прочностных расчетах деталей двигателей правомерно, и применение метода конечных элементов для оценки напряжений позволяет снижать запасы прочности в 2…3 раза.

Оценка прочности деталей связана с видом разрушения. По излому судят или это хрупкий мгновенный излом, или это усталостный от многоциклового нагружения, или это малоцикловый излом, или разрушение от ползучести материала при высоких температурах, или это термическая усталость при переменных тепловых нагрузках. Виды разрушения зависят также от свойств материала, главным образом, от упругости и пластичности.

В зависимости от условий эксплуатации эти все характеристики могут быть постоянными или статистическими, т.е. имеющими значительный разброс значений, действующих нагрузок и температур.

В этом случае принимают для расчетов средние значения и учитывают закон распределения случайной величины. Обычно принимают нормальный закон распределения. На рис. 2.2 представлены нормальные распределения плотности фактора прочности материала и напряженности. Приняв средние значения и за наиболее вероятные в эксплуатации, получим наиболее вероятный запас прочности, который зависит от величины разброса случайных величин. Как показывает практика, на вероятность разрушения больше влияет разброс значений прочности, чем разброс значений разрушений. Теория надежности машин и механизмов изучает методы повышения стабильности прочностных свойств материалов и действующих в эксплуатации нагрузок. По ней также оценивают необходимые запасы прочности по результатам длительной эксплуатации каждого элемента конструкции.

Рис. 2.2. Распределение плотности факторов прочности и нагрузки При многоосном напряженном состоянии вычисляют эквивалентные напряжения i и эквивалентную деформацию i.

В поршневых двигателях коэффициенты запаса прочности крепежных деталей, нагруженных постоянными усилиями затяжки, где кроме растягивающих напряжений существуют касательные напряжения от момента затяжки, следует рассчитывать по максимальному эквивалентному напряжению или максимальной интенсивности напряжений imax. Для деталей, работающих при высокой температуре, принимают предел длительной прочности дл.

Рис. 2.3. Изменение предела длительной прочности различных а – стали 45Х14Н14В2М (ЭИ69); б – стали 20Х3МВФ (ЭИ415) при Т = 550 С; в – высокопрочный чугун; 1 – гладкие образцы;

Зависимость дл удовлетворительно описывается степенной завиА длm, где А и m параметры материала, зависящие от температуры и характеристик разрушения. В логарифмических координатах эта зависимость имеет вид ломаной линии (рис. 2.3).

Кроме nдл определяют коэффициент запаса по долговечности где раз – время до разрушения; – заявленный ресурс двигателя; nдл – рекомендуется выбирать не менее 1,5.

Большинство деталей ДВС работают при переменных нагрузках.

При этом детали кривошипно-шатунного механизма и привода клапанов подвергаются механическим нагрузкам, а детали цилиндропоршневой группы, турбокомпрессора, выпускной системы – как механическим, так и переменным тепловым нагрузкам. В этом случае, при высоких температурах форсирования ДВС, в деталях возникают деформации ползучести и релаксации температурных напряжений и происходит накопление остаточных напряжений, особенно в крышках цилиндров и поршнях, что может явиться причиной их разрушения.

Многоцикловая усталость и оценка выносливости деталей разрушения возникают при меньших значениях, чем при статических.

Обычно они возникают в местах концентрации напряжений по нормали к поверхности трещины. Изменение напряжений за один период называется циклом (рис. 2.4) и характеризуется максимальными (max, max ), минимальными (min, min ) и средними (m, m ) напряжениями, а также амплитудой a, и a.

Кроме того, вводится коэффициент асимметрии цикла r = (max/ min). Различают симметричный цикл при r = -1, m = 0, пульсирующий min = 0, m = a = 0,5max; при r0 цикл знакопеременный.

Предел выносливости -1 определяют экспериментально на гладких цилиндрических образцах на базе числа циклов нагружения N = =(1…2)107 для сталей, N = (0,1…1)108 для легких сплавов. Для сталей с в (400…1500) МПа -1 (0,45…0,5) в при изгибе, или более точно -1 (0,55-0,0001в) в, для стального литья и чугуна -1 0,45в, для цветных металлов -1 (0,25…0,5) в, для касательных напряжений -10,6-1. Обычно полученные экспериментально значения предельных напряжений и амплитуд схематизируют. На рис. 2.5 приведена диаграмма предельных напряжений.

Кроме этого, учитываются коэффициенты асимметрии цикла (табл. 2.2) коэффициенты концентрации напряжений k, k, коэффициенты масштабного фактора и поверхностной обработки м, п. Значения коэффициентов и физико-механические свойства материалов берут из табл.

П.1 – П.8.

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла ности к асимметрии цикла 150-520 520-720 720-1000 1000-1200 1200- Коэффициенты запасов прочности для типовых деталей ДВС Поршень (тронк) Алюмин. сплав (АК) 1,4…1,7 3…3, Поршневой палец Сталь (ГОСТ 4543-71) 1,6…2,0 3,5… Все эти сведения нужны при расчетах напряжений по инженерным методикам. При квалифицированных расчетах МКЭ автоматически учитываются и масштабный фактор, и концентрация напряжений, и поверхностная обработка, и особенности нагружения в эксплуатации, поэтому коэффициенты запаса n для вания: а – мягкое нагружение; б – жесткое нагружение неизотермически мягкое (рис. 2.6, а) и не- изотермически жесткое (рис. 2.6, б) нагружения. При высоких циклических температурах появляется малоцикловая усталость (рис. 2.7), которая резко снижает долговечность вследствие возникающих процессов ползучести в материале.

Максвела – Хубера i= т, по которому пластическая деформация возникает при интенсивности напряжений i, достигающей предела текучести при растяжении т. Здесь по теории малых упругопластических деформаций изменение деформаций от напряжения рассматривается в виде обобщенного закона Гука:

где Е,G – модули упругости материала первого и второго рода;, т – соответственно коэффициент Пуансона и коэффициент линейного расширения; Т – изменение температуры в рассматриваемой точке детали. Принимается, что параметры упругости E, G, являются переменными для каждой точки тела и определяются следующими зависимостями:

На рис. 2.8 схематично показан процесс последовательных приближений при решении упругопластической задачи. Вначале по формулам (2.12) и (2.13) вычисляются интенсивности деформаций i0 и напряжений i0. В первом приближении величина точки 01 заменяется на этом интенсивность напряжений равна * 3G * i 0 ;

Ползучесть Основные детали двигателя, в том числе детали цилиндропоршневой группы, работают при повышенных температурах. При этом в конструктивных материалах проявляются свойства ползучести и длительной прочности.

Под ползучестью понимают пластическую остаточную деформацию детали в зависимости от рабочей температуры, действующих нагрузок и времени. При этом в связи с протекающими остаточными деформациями в детали уменьшаются усилия, которые вызвали деформацию, и дальнейшая деформация при данной температуре прекращается. Это явление называется релаксацией напряжений. Оба процесса обычно происходят одновременно. На рис. 2.9 показаны деформации ползучести сплава АК4-Т, который часто применяется для поршней, для различных случаев приложения нагрузок.

В кривой ползучести можно выделить три участка (рис. 2.9, а – участок упругого деформирования не учитывается): I – участок, где скорости деформирования за счет упрочнения уменьшаются до скорости, которая сохраняется на протяжении второй стадии деформирования (II – участок), на третьем участке (III) скорость ползучести возрастает и заканчивается разрушением, причем при вязком разрушении образуется шейка на образце растяжения, а при хрупком – образуются внутренние трещины. Для вязкоупругих материалов кривая ползучести сохраняет свой вид и при постоянном нагружении, и при пульсирующем, или синусоидальном, переменном во времени нагружении. Исследования О.В. Соснина, Б.В. Горева, А.Ф. Никитенко [5] показали, что продолжительность процесса ползучести не зависит от чередования и времени приложения к образцу нагрузок и температур, а зависит от общей работы разрушения (или разупрочнения), которая определяется площадью под кривой ползучести (рис. 2.9, а – площадь заштрихована).

В общем случае скорость разрушения вязкоупругого материала в процессе ползучести может быть описана уравнением где A* – энергия разрушения данного материала;

э – эквивалентное напряжение Рис. 2.9. Диаграммы деформирования образцов из сплава АК4-Т на растяжение и сжатие при постоянном напряжении для различных направлений (звездочки – разрушение): а) растяжение в продольном и поперечном направлениях; б) сжатие в поперечном направлении; в) растяжение по нормали; г) растяжение под углом 45 к нормали Константы, и b определяются из экспериментальных данных:

= 0 при кручении, = при растяжении, = при сжатии.

Энергетический вариант теории ползучести позволяет определять долговечность деталей ДВС с учетом истории нагружения, учитывающей любые изменения температурно-силового диапазона, и совпадает с теорией длительной прочности. Под длительной прочностью понимают время в часах, в течение которого материал выдерживает нагрузку при заданных температуре и напряжениях. Например, сталь 40Х10С2М при 550 С выдерживает нагрузку дл = 24кг/мм2 в течение 100 ч (табл. П.10).

Лекция 3. Численные методы исследования напряженнодеформированного состояния деталей ДВС. Метод конечных Описание физико-химических процессов, протекающих в двигателе внутреннего сгорания и его элементах, базируется на основных законах сохранения массы, энергии и количества движения, описываемых системами дифференциальных уравнений в частных производных. Моделирование может вестись по временной и по пространственной переменным. Решить поставленную задачу позволяет применение численных методов с использованием современных ЭВМ.

К наиболее распространенным способам численного решения систем дифференциальных уравнений ДВС относятся метод конечных разностей (МКР) и метод конечных элементов (МКЭ). В последнее время начинает применяться еще метод граничных элементов (МГЭ). Рассмотрим только основные идеи этих методов, и затем каждый из вас в процессе выполнения курсового проекта попробует сделать расчет напряженно-деформированного и теплового состояния цилиндропоршневой группы.

В основе МКЭ лежит дискретизация расчетной области с целью определения напряженно-деформированного состояния в любой точке области на основе решения систем уравнений механики сплошной среды. При этом основные этапы метода конечных элементов состоят в следующем:

1. Рассматриваемая область разбивается на конечное число подобластей – конечных элементов. Эти элементы имеют общие узловые точки и в совокупности аппроксимируют всю форму области. Векторы внешних нагрузок прикладываются к узлам на границе области.

Название конечного элемента узловых го элемента в естественных Стержневые:

симплексy(x)=a1+a2x элемент квадратичный элемент Плоские элементы:

треугольный треугольный изопараметриa4y2 + a5xy ческий элемент четырехугольный изопараметричеa4x2 + a5y2 + a6xy2 + a7x2y.

ский элемент Объемные или трехмерные элементы:

тетраэдальный элемент призматический шестигранный элемент изопараметрический шестигранный элемент 2. Исследуемая непрерывная функция в каждой узловой точке считается неизвестной, подлежащей дальнейшему определению.

3. Непрерывная величина функции аппроксимируется на каждом элементе с помощью выбора определенного набора функций, вид которых зависит от типа элемента и количества узловых точек, входящих в него. Полиномы подбираются таким образом, чтобы непрерывность функции сохранялась вдоль границы элемента.

Представленные уравнения конечных элементов называются функциями формы (табл. 3.1). Они значительно упрощаются, если ввести локальную систему координат с пределами изменения переменной 1 1. Тогда поле перемещений = [u, v, w] в изопараметрических конечных элементах задается через функции формы элемента, которые собираются в матрицу [N], т.е. =N{}, где {ij} – узловые перемещения.

Понятие о матрице жесткости Рассмотрим консольную балку, нагруженную силой F1 на конце.

Вертикальные перемещения точки приложенной силы равно y, где Е – модуль упругости; J – момент инерции поперечного сечения балки. Если перемещение y задано, то сила F 3 y или F= Ky, где Величина K называется коэффициентом жесткости. K – есть сила, которую надо приложить на конце балки, чтобы прогиб был равен по F1, величины ij называют коэффициентами влияния и они зависят от геометричеF Тогда в матричной форме: F матрица податливости. Заметим, что матрица податливости симметрична, так как 21 = 12 по теореме Максвелла о взаимности перемещений.

Если перемещения известны, то из F = -1Y можно найти силы, но F = K Y, тогда K=-1, т.е матрица жесткости будет равна обратной матрице податливости. Переходя к объемным конечным элементам, имеем:

Вектор нагрузок F e Fie, Fie, где Fie, Fie – матрицы сил узлов i, j,..., причем Fie, Fie – поверхностные силы и эквивалентные поверхностным напряжениям узловые силы, а также объемные силы.

V e = ie, e,... – вектор приращений перемещений от нагрузок.

Силы Fie, Fie будем считать эквивалентными действующим нагрузкам т.е. KVe=Fe, где матрица жесткости имеет вид В основу МКЭ положен вариационный принцип Лагранжа, в соответствии с которым равновесное состояние, в которое может перейти твердое тело под действием приложенных сил, характеризуется минимумом потенциальной энергии.

Полная потенциальная энергия всей системы равна деформации тела Э и работы массовых и поверхностных сил.

Для установившегося состояния можно записать где - матрица относительных деформаций; – матрица напряжений; x – матрица рассматриваемой области твердого тела; – вся рассматриваемая область тела.

Деформации у можно выразить через перемещения с помощью уравнений Коши где Vi – перемещение по оси Хi или в матричной форме где D – оператор дифференцирования уравнений Коши; [V] - матрица перемещений точек тела.

Деформация и напряжения связаны между собой с помощью матрицы Е, характеризующей упругие свойства среды:

где, – множители Ляме.

E – модуль упругости тела; – коэффициент Пуансона, при этом модуль сдвига G=0,5 E/(1+).

dV dxdydz J d d d, J – определитель матрицы Якоби.

Если якобиан равен 0, то элемент вырожденный, необходимо повторить разбиение на элементы, чтобы не было нулевых.

Подставляя (3.8) и (3.6) в (3.4), получаем Или можно записать где - объемные силы; Р – внешние поверхностные силы; – деформации от ; р – деформации от поверхностных сил Р.

Решение задачи дает поле перемещений V(x). Это решение аппроксимируется с помощью координатных функций формы N и неопределенных коэффициентов Q.

Заменяя в (3.6) V(x) на U(x), получим где K DN EDNdx – матрица жесткости.

Дифференцируя (3.4) находим где B – вектор нагрузок и задача анализа прочности в МКЭ свеQ лась к решению системы линейных алгебраических уравнений (3.5).

Задачу определения вектора Q неопределенных коэффициентов системы решают или методом коллокаций, или методом наименьших квадратов, или методом Галеркина, с помощью которых минимизируются невязки в среднем по области интегрирования. При этом после замены функции перемещения V(x) аппроксимирующим выражением N(x)Q в исходном дифференциальном уравнении Ляме где – дифференциальный оператор ( 2 2 2 ), применяемый по всем элементам вектора V(x); R(x) – вектор массовых и приложенных сил. Матрица жесткости обычно сильно разрежена, поэтому для решения (3.5) применяют методы решения разреженных матриц (метод Гаусса, метод Халецкого и др.).

Применение МКЭ сводится к следующим операциям:

1. Создание геометрической модели исследуемой среды (детали) путем геометрического моделирования или вручную на экране дисплея.

2. Выбор из библиотеки модели КЭ, задание внешних нагрузок и значений геометрических и физических параметров и граничных условий.

3. Создание в геометрической модели сетки конечных элементов с определением координат условных точек.

4. Приведение имеющихся объемных сил и поверхностных нагрузок к узлам сети.

Рис. 3.1. Конечно-элементное разбиение (сетка) блока цилиндров одного из двигателей фирмы «Москвич»: а) в числителе обозначены номера термопар, фиксировавших температуру во время испытаний двигателя, в знаменателе приведены значения замеренных температур; б) температурные поля блока цилиндров 5. Объединение всех конечных элементов в единую конечноэлементную модель детали. При объединении элементы матрицы K образуются суммированием тех элементов матриц жесткости Ki, отдельных КЭ, которые относятся к одному и тому же узлу и направлению перемещения.

6. Решение системы уравнений (3.14).

7. Представление результатов решения либо в виде деформированной детали, либо распределения интенсивности напряжений или температур в виде гаммы цветовой окраски.

Лекция 4. Метод конечных разностей. Метод граничных Для приближенного решения задач теплопроводности и некоторых задач газовой динамики широко применяется метод конечных разностей (метод сеток). В нем область непрерывного изменения функциональной зависимости заменяется расчетной сеткой – дискретным множеством точек (узлов).

Частные производные, входящие в дифференциальные уравнения и граничные условия, заменяются разностными соотношениями.

В результате такой замены решение задачи в частных производных сводится к решению системы разностных алгебраических уравнений.

Несмотря на то, что число неизвестных в этой системе значительно, решение ее упрощается, а с применением ЭВМ не вызывает проблем.

Пусть температура тела изменяется от a = 100 °C до b=500 °C.

При равномерном разбиении интервала имеем: xi = a+ih, где Пусть некоторая функция f(x) = u является аналитической, разложим ее в ряд Тейлора в окрестностях точки xi.

Сложив оба выражения, получим изменение функции в узле i.

а если вычтем, то получим с точностью до более высокого порядка малости:

Для одномерной задачи имеем:

Для двумерной величины получаем сетку на плоскости: с шагом h по оси х и по оси y.

В точках задаются граничные условия:

или значения u0 и uN+1 определяются из граничных условий.

При использовании метода МКР нужно выбирать правильно шаг сетки и вид шаблона. Под шаблоном понимают множество узловых точек, значения в которых используются для аппроксимации производной в одной конкретной точке.

и 4.2. Кружком большего диаметра обозначены узлы, в которых аппроксимируется производная. Черными точками обозначены узлы, значения нов (см. рис. 4.1) показана аппроксимация производных точке К.

На рис. 4.2 показаны шаблоны для двумерных задач:

тральная разность.

Метод граничных элементов (МГЭ) отличается от метода конечных элементов (МКЭ) тем, что он позволяет решать задачи с использованием дискретизации лишь границы области. В то время как МКЭ и МКР требуют дискретизации всей расчетной области и расчет проводится с определением значений функции на всех узлах сеток, в МГЭ предусмотрен предварительный переход от исходной краевой задачи для дифференциальных уравнений, описывающих процесс, например, теплопередачи или НДС детали к соотношениям, связывающим функции на границе области. Эти соотношения представляют собой граничные интегральные уравнения или особые функционалы. При этом число узлов уменьшается в два и более раз, возникает возможность выполнять расчеты для бесконечных областей, а также для решения задач, имеющих трещины, вычислять колебания волн в заливе и т.п. Однако данный метод пока наиболее эффективен для двумерных областей (на плоскости).

Лекция 5. Основы конструирования двигателей внутреннего сгорания. Конструирование поршней Рассмотрим процессы создания двигателя для нового легкового автомобиля. Какими перспективными свойствами автомобиль должен обладать? Высокой скоростью и маневренностью или высокими тягово-динамическими свойствами. Для повышения скорости необходим двигатель с высокой частотой вращения, а это значит, что масса кривошипно-шатунного механизма должна быть небольшой, ход поршня тоже уменьшается, уменьшается и размер кривошипа, а мощность должна оставаться достаточной. Кроме того, для обеспечения маневренности у двигателя должна быть хорошая приемистость, т.е. быстрое увеличение и сброс оборотов. Очевидно, с увеличением оборотов уменьшаются габариты и масса двигателя, увеличивается динамика, что потребует специальных мер по увеличению прочности и уравновешиванию механизма. Так как время каждого такта двигателя будет уменьшаться, то необходимо переходить на четырехклапанные газораспределительные механизмы, повышать скорость газа впускных и выхлопных патрубков. Все это учитывается при составлении технического задания на проектирование нового двигателя.

Рис. 5.1. Схема одно- Рис. 5.2. Схема Рис. 5.3. Схема двирядного двигателя с двигателя с V- гателя со звездообвертикальным распо- расположением разным расположеложением цилиндров цилиндров нием цилиндров Остановимся на общих компоновках двигателей внутреннего сгорания. Из всех имеющихся в промышленности компоновок в основном применяются три:

1. Рядные двигатели, когда все цилиндры расположены в ряд вдоль коленчатого вала (двигатели ВАЗ) (рис. 5.1).

2. Двигатели с V-образным расположением цилиндров и с совмещенными двумя шатунами на одной шатунной шейке (двигатели КамАЗ, ЯМЗ) (рис. 5.2).

3. Двигатели со звездообразным расположением цилиндров, с одним главным шатуном и остальными прицепными (рис. 5.3). Это авиационные двигатели типа АШ-82Т для самолетов или АШ-82В для вертолетов, а также для подводных лодок.

Средние соотношения размеров деталей двигателя к диаметру D Толщина днища поршня /D Высота первой кольцевой перемычки hп/D 0,04...0,05 0,05...0, Толщина стенки головки поршня s/D 0,05...0,10 0,05...0, Толщина стенки юбки поршня ю, мм Радиальная толщина кольца t:

Радиальный зазор кольца в канавке поршня t, мм:

Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии S/t Количество масляных отверстий в поршне iмо 6...12 6... Диаметр отверстия масляного канала dм/b 0,30...0,50 0,30...0, Расстояние между торцами бобышек b/D 0,25…0,40 0,25…0, При проектировании конструктор учитывает следующие параметры: Сп – скорость поршня; n – частоту вращения вала;

S/D – отношение хода поршня к его диаметру;

Pг – среднее эффективное давление;

i – число цилиндров; D –диаметр цилиндров.

С увеличением диаметра поршня повышается эффективный КПД, но повышается нагрузка на кривошипно-шатунный механизм и подшипники. Обычно диаметры поршня не превосходят D=150 мм. Выбрав компоновку двигателя, приступают к проектированию цилиндропоршневой группы.

Конструкции поршней Поршень состоит из головки и юбки. Головка – это верхняя часть поршня. Поверхность, прилегающая к газам, называется днищем. В нем располагается обычно камера сгорания, через него отводится основная доля теплоты сгорания газов. Ниже днища в головке находятся жаровой и уплотнительный пояса. Юбка поршня содержит бобышки, в отверстиях которых размещается палец, и цилиндрическую боковую поверхность для направления движения поршня. В двигателях с искровым зажиганием наиболее распространены поршни с плоским днищем, бывают также выпуклые и вогнутые (рис. 5.4, 6.1). В дизелях плоское днище применяется с раздельными камерами сгорания. С объемным и пристеночным смесеобразованием камера сгорания расположена в головке поршня (рис. 6.1). Конфигурация камеры сгорания согласуется с расположением форсунки, факелом распыленного топлива и вихрями воздуха, определяющими испарение, перемешивание и подготовку рабочей смеси к сгоранию. Особое внимание уделяРис. 5.4. Поршни двигателей с искровым зажиганием:

1 – терморегулирующая вставка; 2 – Т-образная прорезь; 3 – вставка канавки под первое компрессионное кольцо; 4 – зона выборки металла для подгонки по массе; 5 – поперечная прорезь; е – дезаксил ется теплоотводу, причем обеспечивается отвод в охлаждаемую стенку цилиндра через первое компрессионное кольцо 60…70 %, через юбку поршня 20…30 % и в систему смазки через внутреннюю поверхность днища 5…10 %. Среднестатистические соотношения элементов поршня приведены в табл. 5.1 (буквенные обозначения по рис.

6.3).

Примечание. Внутренний диаметр поршня, мм: di=D-2(s+t+t).

Основные дефекты поршней автотранспортного двигателя:

1. Износ и разрушение поверхности верхней кольцевой канавки.

2. Разрушение и прогар днища поршня. Для устранения дефекта часто поршни делаются составные с днищем из чугуна или из легированной стали.

3. Трещины на днище и обгорание кромок у камеры сгорания.

4. Перегрев канавки верхнего компрессионного кольца с потерей подвижности кольца.

5. Интенсивное отложение нагара (дефект камеры сгорания).

6. Наволакивание металла и задиры на боковой поверхности поршня и поверхности цилиндра.

7. Износ боковой поверхности юбки.

8. Трещины в бобышках.

Поршни изготавливают литьем в кокиль (металлическая форма) или штамповкой из следующих материалов: при литье АЛ 25 ГОСТ 2685-73, при штамповке АК 4 или АК 6 ГОСТ 4784-97, для дизельных двигателей и быстроходных применяют легированные чугуны СЧ 24, СЧ 45, ВЧ 45-5. В составных поршнях для головки поршня применяют легированные стали типа 20Х3МВФ, тогда температура днища может превышать 450 °С.

Лекция 6. Расчеты поршня Наилучшим методом расчета температурных полей и напряжений служит метод конечных элементов. Существующие программные комплексы Cosmos Works, Cosmos/M, Nastran, Ansys и другие позволяют с высокой точностью определять напряженно-деформируемое состояние поршня от всех видов механических и тепловых нагрузок.

Предварительно познакомимся с упрощенными инженерными методами:

1. Определение износостойкости юбки поршня (рис. 6.3). При рабочем ходе поршня возникает боковая сила, которая прижимает юбку поршня к цилиндру. Определим номинальную мощность и найдем максимальную боковую силу Nmax из динамического расчета. Что нужно сделать для этого? Из индикаторной диаграммы найдем величину давления для номинальной мощности и, умножив на площадь днища поршня, найдем силу, приложенную к поршню. Затем разложив эту силу на две составляющие вдоль шатуна и по нормали к цилиндру, получим Nmax. После этого, по приближенной формуле определим величину давления юбки поршня на стенку цилиндра.

где Dп – диаметр поршня, hп – высота поршня или длина юбки поршня.

Допустимое давление для поршней двигателей с искровым зажиганием (ДсИЗ) qц 0,5...0,8 МПа. Для поршней дизелей qц 0,7...1, 2 МПа.

2. Оценка влияния температурных расширений. Чтобы сохранить подвижность поршня, необходимо обеспечить диаметральный зазор между боковой поверхностью поршня и цилиндра. Вспомним о продольной и диаметральной бочкообразности поверхностей поршня (рис. 6.2). Эта бочкообразность в основном зависит от температурных расширений поршня и на каждом двигателе устанавливается практически на основании целого ряда экспериментов. Для оценки используем приближенную формулу где – монтажный зазор между поршнем и цилиндром, мм;

ц и п – коэффициенты линейного расширения материала цилиндра и поршня, 1/К;

tц и tп – температуры цилиндра и соответствующего пояса поршня;

t0 – начальная температура поршня и цилиндра, К.

Зазоры проверяют для верхнего торца головки поршня и для юбки. Относительный диаметральный зазор для данных зон должен обеспечивать следующее отношение: D = 0,002…0,003 для жарового пояса и 0,0005…0,001 для низа юбки.

3. Расчет днища поршня на изгиб под действием газовых сил.

Для бензиновых двигателей наибольшее давление газа наступает на режиме максимального крутящего момента. Для дизелей максимум давления достигается на режиме максимальной мощности.

Тогда напряжения изгиба в днище поршня, МПа, равны Pmах – максимальное давление в камере сгорания;

r – внутренний радиус поршня, м, r S l l, (рис. 6.3) S – толщина поршня в кольцевой канавке под первое компрессионное кольцо;

l l – глубина кольцевой канавки под первое компрессионное кольцо;

– толщина днища поршня.

Рис. 6.1. Типы камер сгорания в поршнях дизелей:

а – ЦНИДИ;

б – НАТИ; в – ЯМЗ;

г – ДЕЙТЦ МПа.

Температурные напряжения из-за разности температур внутренней и наружной поверхности находят только для чугунных поршней где – коэффициент линейного расширения, равный 11 106 1/град;

Е – модуль упругости, МПа, E 1...1, 2 103 ;

q – удельная тепловая нагрузка, Вт/м2;

– толщина днища, м;

Т – коэффициент теплопроводности чугуна, Вт/(мК), Т =58.

Для четырехтактных двигателей где n – частота вращения, мин-1;

Pi – среднее давление, МПа.

Допускаемые напряжения 150...250 МПа.

Для алюминиевых поршней вследствие высокой теплопроводности металла температурные напряжения не определяют.

4. Расчет поршня на сжатие и на разрыв от инерционных сил.

Расчет ведем по сечению X – X (рис. 6.3)по впадине маслосъемного кольца, где сечение ослаблено маслоотводящими отверстиями.

где Pmах – сила давления, действующего на днище поршня, МН;

Fх х – площадь сечения X – X, Pmах Pи Fп.

Fот – площадь диаметрального сечения отверстия для отвода масла;

nот – число отверстий;

di – диаметр впадины кольцевой проточки под маслосъемное кольцо;

d в – диаметр внутренней стенки поршня;

ал 30...40 МПа; чуг 60...80 МПа; сталь 100...150 МПа.

Расчет напряжений отрыва головки поршня где mx x – масса головки поршня над сечением Х – Х с кольцами, R – радиус кривошипа, м; max – максимальная угловая скорость хоR лостого хода двигателя, рад/с; ; lш – длина шатуна, м.

Допускаемые напряжения растяжения:

чуг 8...20 МПа.

Лекция 7. Расчеты поршневого пальца В процессе работы в пальце возникают напряжения изгиба, среза и овализации.

Пальцы устанавливают в отверстие поршневой головки шатуна либо с зазором (плавающий палец), либо с натягом (защемленный палец). У плавающего пальца поршня (рис. 7.1) износостойкость втулки верхней головки шатуна выше, чем у бобышек поршня, и обеспечить ее смазку легче. Поэтому опорную длину втулки шатуна делают меньше, чем суммарную длину бобышек. Соотношение между dп, lб и a находят из условий равнопрочности.

Износостойкость пальца Оценивают по удельным давлениям между втулкой шатуна qш и бобышками поршня.

где Pг сила давления газа, МН;

Pи – сила инерции поршневой группы, действующая на втулку шатуна, МН.

где mп – масса поршневой группы (масса поршня с кольцами и верхней части шатуна);

Pи – сила инерции поршневой группы без массы шатуна и без массы mип – масса пальца, mп mп mип.

Для алюминиевых поршней ДсИЗ mп 0,7 mп, для дизелей mп 0,6mп.

Рис. 7.1. Расчетная схема поршневого пальца: а – основные геометрические соотношения; б – схема нагружения пальца при изгибе;

в – косинусоидальное распределение нагрузки по поверхности пальца;

г – напряжения на внутренней и наружной поверхности пальца Допустимые нагрузки:

Для ДсИЗ qи =35…40 МПа и qб =30…35 МПа.

Для дизелей qи =45…55 МП и qб =40…45 МПа.

Расчет пальца на изгиб и овализацию Расчет выполняется как для балки, нагруженной распределенной нагрузкой (рис. 7.1).

где – отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.

lб,b и a берутся с чертежа (см. рис. 7.1), d п – наружный диаметр пальца.

Для автотракторных двигателей допускаемые напряжения равны Расчет пальца на срез Допускаемые напряжения – ср 80…120 МПа.

Овализация пальца Овализация пальца происходит, когда от действия вертикальных сил (рис. 7.1, в) возникает деформация с увеличением диаметра в поперечном сечении. Максимальные приращения диаметра пальца в средней части:

где K – коэффициент, полученный из эксперимента, К=1,5…15( -0,4)3;

E п – модуль упругости стали пальца, МПа.

Обычно d max = 0,02…0,05 мм – эта деформация не должна превышать половины диаметрального зазора между пальцем и бобышками или отверстием шатунной головки шатуна.

Напряжения, которые возникают при овализации (см. рис. 7.1) в точках 1 и 3 внешнего и 2 и 4 внутреннего волокон, можно определить по формулам:

Для наружной поверхности пальца Для внутренней поверхности пальца где h – толщина стенки пальца, r = (dн+dв)/4; f1 и f2 – безразмерные функции, зависящие от углового положения расчетного сечения, рад.

Наиболее нагружена точка 4. Допустимые значения св= 110...140 МПа. Обычно монтажные зазоры между плавающим пальцем и втулкой шатуна 0,01...0,03 мм, а в бобышках чугунного поршня 0,02...0,04 мм. При плавающем пальце зазор между пальцем и бобышкой для прогретого двигателя должен быть не более где пп и б – коэффициенты линейного расширения материала пальца и бобышки, 1/К;

tпп и tб – повышение температуры пальца и бобышки.

Поршневые кольца Компрессионные кольца (рис. 7.2) являются основным элементом уплотнения внутрицилиндрового пространства. Устанавливаются с достаточно большим радиальным и осевым зазором. Хорошо уплотняя надпоршневое газовое пространство, они, обладая насосным эффектом, не ограничивают поступление масла в цилиндр. Для этого служат маслосъемные кольца (рис. 7.3).

В основном применяют:

1. Кольца с прямоугольным сечением. Просты в изготовлении, имеют большую площадь контакта со стенкой цилиндра, что обеспечивает хороший теплоотвод от головки поршня, но они плохо прирабатываются к зеркалу цилиндра.

2. Кольца с конической рабочей поверхностью хорошо прирабатываются, после чего приобретают качества колец с прямоугольным сечением. Однако производство таких колец сложно.

Рис. 7.2. Конструкция компрессионных колец:

а – прямоугольного профиля; б – с конической рабочей поверхностью; в – с бочкообразной рабочей поверхностью; г, д – прямоугольного профиля с прямоугольной или скошенной внутренней выточкой; е, ж – с поперечным сечением в виде симметричной и несимметричной трапеции; з – скребковые; и – витые стальные; к – с обратным торсионом Рис. 7.3. Конструкции маслосъемных колец:

а – коробчатого типа без расширителя; б – коробчатого типа с витым пружинным расширителем; в – два скребковых кольца; г – коробчатого типа с радиальным расширителем; д – с радиальным и осевым расширителем; е – с тангенциальным расширителем 3. Скручивающиеся кольца (торсионные). В рабочем положении такое кольцо скручивается и его рабочая поверхность контактирует с зеркалом узкой кромкой, как у конических, что обеспечивает приработку.

4. Маслосъемные кольца обеспечивают на всех режимах сохранение масляной пленки между кольцом и цилиндром толщиной 0,008...0,012 мм. Для предохранения от всплытия на масляной пленке оно должно обеспечивать большое радиальное давление (рис. 7.3).

Различают:

а) Чугунные кольца с витым пружинным расширителем. Для повышения долговечности рабочие пояски колец покрывают слоем пористого хрома.

б) Стальные и сборные хромированные маслосъемные кольца.

При эксплуатации кольцо теряет свою упругость неравномерно по периметру, особенно в стыке замка при нагреве. Вследствие этого кольца при изготовлении заневоливают, что обеспечивает неравномерную эпюру давления. Большие давления получают в зоне замка в виде грушевидной эпюры 1 и каплевидной 2 (рис. 7.4, а).

Величина зазора в замке 0,05...0,1 мм. Наиболее современные конструкции колец имеют молибденовое покрытие рабочей поверхности, наносимое напылением или наплавкой.

а) эпюры давления кольца: 1 – грушевидной формы;

2 – каплевидной формы; б) обозначение геометрических параметров кольца Давление кольца Рд на зеркало цилиндра по ГОСТ 621- где =Рд/Рср, т.е. Рд = Рср., Рср= 0,25 МПа среднее давление.

Расчет поршневого компрессионного кольца Высота кольца b = 1...1,75 мм для ДиИЗ; 1,75...3 мм для дизелей (рис. 7.4, б).

Радиальная толщина t = (0,04…0,045)D см.

Кольца с большим значением t оказывают большее давление на стенку цилиндра и большее время сохраняют работоспособность.

Величина пружинения кольца S0/t = 3…4, где S0=S-;

– зазор в замке кольца в рабочем состоянии; S – в свободном;

= 0,05...0,1 мм; =0...0,25 – зависит от эпюры давления.

Давление по периметру на зеркало цилиндра:

Для неравномерного давления кольца из чугуна Е=(1,0...1,2)105, МПа; =0,2.

Предельные значения max=300…400 МПа.

Напряжения в кольце при разведении замка для надевания на поршень Значения m (рис. 7.5) – завиРис. 7.5. Значения коэффициента m сят от способа надевания кольца.

Предельные значения, МПа, max 400...500 в среднем на 10... % больше max, ранее определенного.

Лекция 8. Шатунная группа Шатун состоит из стержня, поршневой и кривошипной головок, шатунных болтов, крышки и вкладышей (рис. 8.1). Имеются также шатуны с неразъемной кривошипной головкой и подшипниками качения. Обычно они используются на малоцилиндровых микролитражных двигателях с игольчатыми подшипниками.

В процессе работы двигателя шатуны подвергаются интенсивным знакопеременным нагрузкам от газовых и инерционных сил при температуре 100...120 °С.

Для изготовления шатунов ДсИЗ применяют стали 45, 45Г2, 40Г, 40Х, 40ХН, а для дизелей 18Х2Н4МА, 18Х2Н4ВА, 40ХН3А, 40Х2МА. Заготовки получают ковкой в штампах, детали – механической и термической обработкой. Используется также литье из ковкого перлитного чугуна КЧ или высокопрочного чугуна с шаровидным графитом ВЧ45, который по прочности приближается к сталям, имеет низкую чувствительность к концентраторам напряжений и обладает повышенным внутренним трением, что способствует демпфированию вибраций. Перспективны также титановые сплавы типа ВТ, у которых В = 1000 МПА, Е=1,16105 МПа.

1 – верхняя (поршневая) головка; 2 – бронзовая втулка; 3 – стержень; 4 – шатунный болт; 5 – нижняя (кривошипная) головка; 6 – верхний вкладыш; 7 – нижний вкладыш; 8 – усики, фиксирующие вкладыши от проворачивания и Шатуны могут быть одинарными или сочлененными (рис. 8.1, 8.2). Наибольшее распространение получили одинарные шатуны как в рядных, так и в V-образных ДВС. В V-образных на одной шейке коленвала последовательно располагаются две кривошипные головки шатунов двух смещенных противолежащих цилиндров. При расположении цилиндров правого и левого рядов в одной плоскости применяют прицепной шатун или вильчатый, см. рис. 8.2.

На рис. 8.1, б показаны два варианта радиусов галтелей для уменьшения концентрации напряжений при переходе от стержня шатуна к кривошипной головке.

Рис. 8.2. Конструкция сочлененных шатунов:

а – центрального сочленения; б – с прицепным шатуном; 1 – вильчатый шатун; 2 – внутренний шатун; 3 – главный шатун; 4 – палец сочленения прицепного шатуна с главным; 5 – прицепной шатун В поршневой головке при плавающем поршневом пальце в неразрезную поршневую головку шатуна запрессовывают бронзовую втулку. При защемленном пальце его фиксация в головке осуществляется гарантированным натягом при сборке (20...40) мкм. Для подгонки шатунов по массе и по центру масс поршневая головка имеет приливы и отверстия для подачи смазки к пальцу. Бронзовую втулку в поршневой головке для плавающего пальца изготавливают сворачиванием из листовой бронзы с механической обработкой до толщины 0,8...2,5 мм.

Применяют БрАЖ9-4 алюминиево-железистую, БрОЦС4-4-2,5 – оловянисто-цинковую и БрОФ6,5-0,15 – оловянисто-фосфористую бронзы (табл. П. 9).

Зазор между пальцем и втулкой назначают =(0,0004...0,001)dп от диаметра пальца.

Стержни шатунов обычно двутаврового сечения. Смещение стержня шатуна относительно продольной оси симметрии кривошипной головки позволяет уменьшить расстояние между осями цилиндров и длину двигателя, но при этом возможен неравномерный износ подшипников шатунов.

Рассмотрим расчет на прочность стержня шатуна. Напряженное состояние стержня шатуна оценивают по максимальным значениям действующих нагрузок и по запасам прочности при переменных напряжениях от действующих сил. Максимальная сила (МН), сжимающая стержень шатуна, имеет место при угле поворота коленчатого вала на угол 370° (см. 1.1) или на 10 % от ВМТ при максимальном давлении газов Рг (берется с индикаторной диаграммы).

где mп – масса поршня с пальцем и кольцами; mшср – часть массы шатуна, расположенная выше сечения Fср. С достаточной точностью можно принять mшср 0,275; mш, r – радиус кривошипа; l – длина шатуна; – критерий подобия кривошипных механизмов, = r/l.

Максимальная растягивающая сила Рр, МН, возникает от центробежных сил при угле поворота коленвала двигателя = 0 (см. рис.

1.1) и возникает в начале такта впуска.

где Рп – давление остаточных газов.

Максимальное напряжение от сжимающей силы равно max X = k Рсж/Fср, где Fср = hшbш (bш - аш)( hш -2tш) – площадь среднего щий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качания; В – предел упругости; l 'ш – длина линии внешнего контура сечения шатуна, определяется курвиметром.

В–В относительно оси Х – Х, перпендикулярной к плоскости качания шатуна, м4; Еш – модуль упругости материала.

Максимальные напряжения сжатия в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания, равны где KY 1 2 Fср – коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания;

l1 – длина стержня шатуна между поршневой и кривошипной головками.

В–В относительно оси Y–Y в плоскости качания шатуна, м4.

Допускаемые напряжения для углеродистых сталей 160... МПа; для легированных сталей 200...350 МПа.

Лекция 9. Расчет поршневой головки Поршневая головка нагружена циклической силой Рцп= Р2+Рj, где Рj – сила инерции поршневой группы (поршня, пальца, колец), Р – давление газов, а также силой Рд от запрессованного пальца или бронзовой втулки.

Напряжение i' от Рд в элементах головки от прилегания внешней в и внутренней поверхностей определяется по формулам Ляме:

а) для плавающего пальца:

где d и Dr в миллиметрах;

б) для защемленного пальца Найдем давление t ; где – натяг от запрессовки.

Для плавающего пальца суммарный натяг Т T ( B m ), где В – коэффициент линейного расширения втулки; m – коэффициент линейного расширения шатуна. Т 100...120 °С – разность температур поршневой головки на расчетном режиме и при «холодном» двигателе. Суммарный натяг достигает 0,12...0,14 мм, а давление:

1) для плавающего пальца, МПа, 2) для защемленного пальца, МПа, где Еш и Еп – модули упругости шатуна и пальца.

Максимальные инерционные силы Рiраст mп r 2 (1 ) 106, МПа, при положении ВМТ в начале такта впуска и Рiсж Рr Fп mr 2 (1 ) 106, МПа, в ВМТ на такте расширения.

Рис. 9.1. Распределение нагрузок в поршневой головке и эпюры напряжений на внешней и внутренней поверхностях:

а – схема распределения нагрузки при растяжении; б – эпюры наряжений при растяжении; в – схема распределения нагрузки при сжатии; г – эпюры напряжений при сжатии Напряжения растяжения и сжатия определяют (рис. 9.1) из уравнения бруса малой кривизны при следующих допущениях:

1. Сила Рi раст – равномерно распределена по верхней полуокружности головки радиусом rср=(Dr + d)/4 с интенсивностью Pp' Piраст / 2rср. Сила Pi сжат распределена по нижней полуокружности радиусом rср, с интенсивностью Pсж Pсж cos / rср.

Расчетная схема 1. В местах перехода головки шатуна в стержень точки А предполагается заделка.

2. Правая половина шатуна заменяется силой N0 и моментом М0.

Расчет проводится для сечения II-II.

Напряжение на наружном волокне головки шатуна, МПа, на внутреннем волокне, МПа, где а – длина поршневой головки, м;

h – толщина стенки головки, м (рис. 8.1), h=(Dr-d)/2.

k=ЕшFrш / (EшЕг + ЕВFВ), где Fг=(Dr-d)a; и FB=(d-dш)a.

Максимальное напряжение в точке А на внешнем волокне в сечении II – II заделки.

Для этого сечения момент М и нормальная сила N при Рmax равны - угловая скорость, рад/с ( ); R. М; mп – масса поршневой группы; Px – давление горящих газов; P0 – давление остаточных газов.

го сечения II –II берутся из табл. 7.1.

Мсж0/(Pсжrсж) 0 0,00010 0,00025 0,00060 0,00110 0,00180 0, 1- cos iш.з.

cos iш.з.-cos iш.з. 1,1584 1,2247 1,2817 1,3289 1,3660 1,3928 1, sin ш.з Суммарные напряжения, вызываемые в сечении А – А газовыми и инерционными силами и запрессованной втулкой, изменяются по асимметричному циклу, и минимальным запасом прочности обладает наружное волокно головки.

Запас прочности принимают 2,5...5,0. Снижение напряжений достигают за счет смещения расчетного сечения А-А до ш3 = 90° и увеличения радиуса сопряжения головки со стержнем шатуна.

Лекция 10. Расчет кривошипной головки Соотношения размеров в кривошипной головке приведены в табл. 10.1.

Приближенный расчет кривошипной головки сводится к определению напряжения изгиба в среднем сечении II-II крышки головки от центробежных сил (МН), имеющих максимальное значение в начале пуска (=0°) при работе дизеля на режиме максимальной частоты вращения холостого хода.

Pjp= -2xx maxR[(mп+mшп)(1+) + (mшк-mкр)]10-6, где mп – масса поршневой группы;

mшп, mшк – соответственно массы шатуна, прилегающего к поршневой головке и к кривошипной; mш = mшп + mшк – масса шатуна, совершающая возвратно-поступательное движение, кг;

mкр (0,20... 0,28) mш – масса крышки кривошипной головки, кг.

Напряжение изгиба крышки с учетом совместной деформации вкладыша равно где С – расстояние между шатунными болтами, м (рис. 8.1), J B tB м4; ( – длина крышки, tB – толщина стенки вкладыша, м);

J= а[(0,5(C – d1)]3 – момент инерции расчетного сечения II-II, м4;

Wиз = а [(0,5(C – d1)]2/6 – момент сопротивления сечения II-II крышки без учета ребер жесткости, м3;

r1=0,5 (dшш+2tв) – внутренний радиус кривошипной головки, м;

dшш – диаметр шатунной шейки, м; tв – толщина вкладыша, м.

FВ= а 0,5(C - dшш) – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении, м2.

[] = 100…300 МПа.

Конструктивно вкладыши выполняют биметаллическими, имеющими стальную основу и антифрикционный слой. Общая величина вкладышей = 1,3...2,0 мм для ДсИЗ, с антифрикционным слоем 0,2...0,4 мм, а для дизелей = 2,5...3,0, с антифрикционным слоем 0,3...0,7 мм. Применяют сплав СОС-6-6 (по 5...6 % олова и сурьмы, 88...90 % свинца) для ДсИЗ, алюминиевый сплав АО20-1 (20 % олова, по 1% меди и никеля и 78 % алюминия). Вкладыши дизелей выполняют из свинцовистой бронзы БрС-30 (30 % свинца, 70 % меди), она плохо прирабатывается, подвержена коррозии, в связи с этим в моторное масло вводят присадки, а поверхность покрывают тонкой пленкой сплава свинца с оловом, свинца с индием или свинца с кадмием, толщиной 0,015...0,04 мм. Для тракторных двигателей применяют сплав АО 20-1 для верхнего вкладыша и АСМ для нижнего (алюминиевый сплав 0,7 % меди, 6 % сурьмы, 93,3 % алюминия).

Расчет шатунных болтов На болты действует та же сила инерции РJP, что и на крышку кривошипной головки. На каждый болт действует сила где iб – число болтов и дополнительно сиРис. 10.1. Конструкции шатунных болтов: а) с гола затяжки болтов ловкой несимметричной формы с вертикальным срепри монтаже Pз.

С учетом подат- зом; б) с уменьшенными опорными поверхностями головок; в) со сферическими поверхностями контакливости элементов та головки болта и его посадочного места в шатуне;

стыка головки воз- г) с установочным элементом никают дополниКш тельная циклическая нагрузка на болт PJP,, (10.2) где – коэффициент податливости соединения, Кш и Кб – податливость (деформация сжатия) соответственно болта и крышки головки.

Обычно принимают = 0,15...0,25.

Сила предварительной затяжки находится из условия нераскрытия стыка между крышкой головки и кривошипной головкой шатуна:

Pз m(1 ) PJP ; m – коэффициент запаса; m = 2...2,5.

Максимальная и минимальная силы, нагружающие болт, равны:

Напряжения в болте где Fпр – площадь минимального сечения болта по резьбе.

Расчет на прочность резьбы ведется с определением запаса прочности по переменным напряжениям, с учетом концентрации напряжений в резьбе:

Для повышения усталостной прочности зоны перехода от головки к стержню резьбы выполняются в виде галтелей с возможно большим радиусом 0,15...0,5d, поверхность шлифуется или полируется, а резьба выполняется с мелким шагом. Наиболее часто стержень болта имеет участок с повышенной податливостью (уменьшением диаметра) и призонный поясок для фиксации крышки относительно шатуна.

Болты изготавливаются из хромистых и хромоникельмолибденовых сталей 30Х, 40Х, 45Х, 40ХНМА штамповкой на автоматах с последующей накаткой резьбы и термической обработкой (закалка и отпуск).

Лекция 11. Коленчатые валы Коленчатые валы ДВС преобразуют возвратно-поступательное движение поршня во вращение с определенной круговой частотой и крутящим моментом. При этом они подвергаются деформации изгиба и кручения, а также изгибным и крутильным колебаниям нагрузки.

Поэтому они рассчитываются на усталость.

Рис. 11.1. Размеры элементов коленчатого вала усталости чугуна значительно меньше, чем стали.

На рис. 11.1 приведены буквенные обозначения характерных размеров коленвалов, а в табл. 7.1 соотношения этих размеров к диаметру D поршня. На рис.

11.2 показан стальной Рис. 11.2. Стальной коленчатый вал коленвал четырехцилиндрового четырехтактного двигателя, а на рис. 11.3 – чугунный литой вал. Обычно коленвалы устанавливают на подшипниках скольжения. При этом уменьшается вес и габариты ДВС.

Кривошипный вал состоит из нескольких кривошипов (по числу поршней) и двух хвостовиков, на одном из которых крепится маховик, а на другом звездочка или шкив привода распределительных валов клапанного механизма. Количество коренных шеек равно i+1, где i – число кривошипов или поршней. Это обеспечивает большую жесткость валу. У двигателей КамАЗ и ЯМЗ с двумя совмещенными шатунами на поршневой шейке всего пять коренных, но восемь поршневых шеек. Особое значение имеет несоосность коренных опор, при эксцентриситете 0,1...0,15 мм запас прочности вала уменьшается на 30...50 %. Исследования НАТИ показали, что при неравномерности износа подшипников 0,05...0,06 мм возникает опасность поломки коленвала.

ДВС коренные и шатунные шейки делают полыми с увеличением посадочного диаметра, что приводит к перекрытию гибную прочность вала и снижает вес.

коленчатого вала Для снижения динамических нагрузок большое значение имеет выбор расположения кривошипов и их относительного смещения в плоскостях вращения, а также выбор количества, размеров и размещения противовесов (рис. 11.5).

У ЯМЗ – КАЗ 642 это V – образный 6-цилиндровый двигатель, шатунные шейки смещены на 30°.

го вала: а – вкладыши с буртиками; б – упорные кольца; в – упорный подшипник Масло в подшипники подводится к коренным шейкам от главной магистрали в малонагруженную зону и затем через отверстия в щеках к шатунной шейке или через стержень шатуна.

Расчет коленчатого вала на прочность Коленчатый вал является сложной многоопорной статически неопределимой конструкцией, нагруженной пространственной системой переменных сил.

Рассмотрим вначале разрезную схему, для которой вырезается кривошип по серединам коренных шеек и рассматривается как двухопорная балка.

Р.С. Кинасошвили установил, что при расчете вала на прочность не имеет существенного значения результат, полученный по разрезной схеме и по неразрезной.

Необходимый расчетный запас прочности коренных шеек получается практически одинако- Рис. 11.7. Расчетная схема кривошипа вым, а для шатунных шеек на 5...10 % меньше, чем при разрезной схеме.

Соотношение размеров коленчатого вала к диаметру D поршня (рис.11.1) lк.ш/ dк.ш* ш.ш/ dш.ш Однако учесть все концентраторы напряжений, местное изменение характеристик материала -1, -1, т и т и др. в зависимости от технологических методов упрочнения, несоосность опор и коренных шеек, неравномерность износа и деформаций опор невозможно. Поэтому рассмотрим расчет по разрезной схеме. Размеры элементов коленвала можно принимать из соотношений табл. 11.1 по диаметру поршня или по размерам вала двигателя прототипа.

Расчет коренных шеек Коренные шейки нагружаются главным образом крутящим моментом из-за малой их длины, поэтому оцениваются по касательным напряжениям. Итак:

Первый шаг. По данным динамического расчета составляют таблицу или строят графики набегающих моментов кручения вала и выбирают наибольшую амплитуду.

Второй шаг. Определяют максимальное и минимальное значение касательных напряжений (МПа) при моменте сопротивления W(м2):

Третий шаг. Определяют амплитудное и среднее напряжения цикла нагружения (МПа).

Четвертый шаг. Определяют запас прочности nт. Для этого найдем отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений К к произведению масштабного м и технологического факторов К= =к/м.

Затем находят запас прочности Т:

-1 берут из табл. П.5, K – из табл.П.2, П.7, м п – из табл. 2.3 и табл.

2.1, – из табл. 2.2.

Полученные по (11.3) значения сравниваются с минимальными допускаемыми значениями, принятыми в машиностроении. Необходимо, чтобы Т Т.

Для расчетов Р.С. Кинасошвили рекомендует принимать К= 2,5.

По опыту эксплуатации принимают: для автомобильных двигателей [nт] =3...4, тракторных [nт] = 4...5.

Лекция 12. Расчет шатунных шеек На шатунные шейки действуют в основном переменные изгибающие моменты и небольшие крутящие от трения в подшипнике шатуна.

Запасы прочности по касательным напряжениям определяются в местах галтелей у щек, работающих на срез от набегающих крутящих моментов.

Изгибающие моменты возникают от шатуна, центробежных сил щек и противовесов и набегающих крутящих моментов.

От этих сил создаются изгибающие моменты в плоскости кривошипа Мк и в перпендикулярной плоскости Мт (т.е. в плоскости вращения). Расчеты выполняются по табл. 12.1 с учетом табл. 12.2.

Для этой же шатунной шейки и для тех же углов поворота вала находим значения К (силы давления на кривошип, МН) и затем по уравнению (12.1) вычисляем изгибающий момент Мк (Нм), где Z – расстояние до центра тяжести противовеса.

Суммарный изгибающий момент (Нм) равен Плоскость его действия и значения при вращении вала будут меняться.

Крутящие моменты МТ по углу мы уже подсчитали в табл. 12.1, там же рассчитана сила К, действующая на кривошип. На коленвал действуют центробежные силы, которые зависят только от массы детали, частоты вращения и радиуса от оси вращения до центра массы детали и не зависят от угла поворота кривошипа. Поэтому, вычислив их один раз, можно подсчитать суммарные изгибающие моменты по углу поворота кривошипа и найти максимальный, одинаковый для всех цилиндров. Так как максимальная концентрация напряжений шейки имеет место у маслоподводящего отверстия, то усталостное разрушение шатунной шейки наиболее вероятно в этом сечении, по которому проводят расчет.

18 4-го цилиндго цилиндго цилиндго цилиндРr - Рост М = (15)+(16)+(17)+(18) Примечания:

1. Данная таблица предназначена для расчета крутящих моментов с учетом воздействия инерционных масс поршневой группы и части шатуна.

2. Обозначения действующих сил приняты по рис. 1.1. R – радиус криn щения, мин-1; m = mп +0,275 mшп – сумма массы поршневой группы u 0, массы шатуна, отнесенной к пальцу.

3. Значения моментов Мкр-1, Мкр-2, Мкр-3, Мкр-4 даны для углов кривошипа вала, приведенных в табл. 12.1.

Значения кривошипа цилиндра.

М4-04-0Нм Рис. 12.1. Пример расчёта моментов на шейках коленчатого вала:

а – крутящий момент на первой коренной шейке; б – крутящий момент на второй коренной шейке; в – крутящий момент на третьей коренной шейке; г – крутящий момент на четвёртой коренной шейке; д – суммарный крутящий момент Изгибающий момент в плоскости маслоподводящего канала определяется выражением (Нм):

М’ = Mкcos + MTsin.(12.4) На основании расчетов МТ в табл. 12.1 находят значения максимальных и минимальных скручивающих моментов для наиболее нагруженной шейки. Угол расположения маслоканала находят при минимальном моменте М из построения полярной диаграммы сил, действующих на шатунную шейку (рис. 12.1).

Суммарный изгибающий момент равен:

K / берут из табл. П.7, П.8.

Определив n и n, находят общий запас прочности шатунной шейки и сравнивают с допускаемыми [n].

У форсированных современных двигателей [n]=2,0…2,5.

Щеки подвергаются изгибу в двух плоскостях, растяжению – сжатию и кручению. Наибольшие напряжения возникают в местах перехода шейки в щеку в галтелях (сечение I–I, см. рис. 11.1).

Запас прочности по нормальным напряжениям.

Изгибающий момент (Нм, рис.11.7) Напряжения изгиба и растяжения (сжатия), МПа, равны:

Размер h принимают по впадинам галтели.

Запас прочности Запас прочности по касательным напряжениям. Кручение щеки вызывается моментом (Нм): М крщ а.

– коэффициент, зависящий от отношения b/h.

Обычно допустимый [nщ] = 1,5..3,0.

Расчет коленчатого вала V – образного двигателя При определении запаса прочности шатунных шеек по нормальным напряжениям выбран наиболее общий случай, когда кривошип имеет смещенную на угол (рис. 12.3) шатунную шейку. Считаем, что кривошип симметричный b1 = b2 = b и a1 = a2 = a. Реакция на левой опоре в плоскости К1 равна Реакция на левой опоре в плоскости Т1:

Здесь Kщ – центробежная сила от связующей щеки.

Рис. 12.3. К расчету кривошипа со смещенной шатунной шейкой При определении реакций необходимо учитывать знак положительный, если шатунная шейка правого цилиндра опережает шатунную шейку левого, и отрицательный, если шатунная шейка правого цилиндра отстает.

Изгибающий момент в среднем сечении левой шатунной шейки в плоскости K:

и в плоскости T1:

Изгибающий момент в плоскости маслоподводящего канала (см.

рис. 11.7) Рис. 12.4. Схема нагружения кривошипа Методы упрочнения коленчатых валов Повышение усталостной прочности коленчатых валов достигается:

а) конструктивными мероприятиями;

б) технологическими мероприятиями.

К конструктивным относятся:

1. Создание перекрытия шеек валов на - размер.

2. Увеличение радиуса галтели или по кривой с переменным радиусом для снижения концентрации напряжений.

3. Увеличение толщины h и ширины b щеки.

4. Создание бочкообразных полостей в шейках (увеличение толщины под галтелями).

5. Расположение маслоподводящего канала под углом = 90°, по кромке отверстия выполнение радиуса скругления отверстия.

К технологическим относятся:

1. Закалка шеек и галтелей токами ТВЧ при быстровращающемся вале с охлаждением под слоем жидкости с последующим низкотемпературным отпуском.

2. Обкатка роликами галтелей с пластической деформацией поверхностного слоя.

3. Азотирование, при котором прочность увеличивается в 1,5...2, раза и более чем на 20 % возрастает износостойкость шеек. Недостаток – ограниченная возможность перешлифовки при ремонте.

4. Статическая и динамическая балансировка.

Лекция 13. Неравномерность вращения коленчатых валов.

Маховик Крутящий момент Мкр периодически меняет свою величину (рис. 13.1) в соответствии с тактами ДВС. Степень неравномерности есть отношение максимального значения крутящего момента к его среднему значению. С увеличением числа цилиндров K уменьшается приблизительно от 7,74 у одноцилиндрового ДВС до 1,16 у двенадцатицилиндрового. Для снижения неравномерности вращения применяют маховик в виде диска, посаженного на один из концов коленвала. На внешнем ободе маховика часто расположен зубчатый венец привода пуска двигателя и для отбора мощности агрегатам. На ряде установки фаз газораспределения, зажигания, топливоподачи и др.

Иногда в двигателях с воздушным охлаждением маховик используется как вентилятор, для чего ступица маховика соединена лопатками с наружным ободом. Для обеспечения необходимого момента инерции вращения внешний обод маховика делают более массивным. В автомобильных и тракторных двигателях часто на маховик устанавливают муфту трения (сцепления).

Размеры маховика устанавливают в зависимости от необходимого момента инерции, который зависит от степени неравномерности вращения K, и определяют по формуле где i – число цилиндров; Iмм – приведенный момент инерции моторной массы; IД – приведенный момент агрегатов двигателя; Iп – приведенный момент потребителя мощности; – степень неравномерности вращения; – угловая скорость вращения; 1 и 2 – углы поворота коленвала при максимальной угловой скорости вращения и при минимальной соответственно.

По найденному моменту инерции маховика определяют его размеры из соотношения где m – масса маховика; D0 – диаметр окружности центра тяжести маховика. Равномерность вращения повышается с увеличением числа цилиндров двигателя. Влияние числа цилиндров и тактности двигателя на момент инерции маховика в процентах от момента инерции маховика IМ одноцилиндрового четырехтактного двигателя при МС = const приведено в табл. 13.1.

Уменьшение неравномерности вращения в зависимости от числа цилиндров Двигатели:

Кроме того, для тракторных двигателей величину момента инерции маховика корректируют с учетом трогания с места и разгона транспортного средства до определенной скорости. При этом считают, что эти параметры зависят от кинетической энергии маховика WМ, которая определяется как разность кинетических энергий при исходной частоте вращения n и начальной частоте вращения n1, при которой работа двигателя устойчива.

Значение n1 обычно принимают 500…1000 мин-1, а n = (1,5…2,5)n1.

С другой стороны, приобретенная транспортным средством энергия равна где mТС – масса транспортного средства; VТС – скорость транспортного средства. Тогда где М и ТС – механические КПД двигателя и трансмиссии транспортного средства (М ТС = 0,75…0,9).

Скорость транспортного средства VТС связана с частотой вращения n1 зависимостью где DК – диаметр колеса (с учетом деформации шин) или начальный диаметр звездочки гусеничного движителя; i – передаточное число трансмиссии. Тогда Маховики отливают из серых (СЧ18-СЧ30… СЧ35-СЧ45) и специальных чугунов, желательно перлитной структуры. При окружных скоростях на наружном радиусе, превышающих 100 м/с, применяют штампованные маховики из малоуглеродистой стали.

Расчет на прочность проводится определением нормальных напряжений от центробежных сил инерции при вращении коленвала где – плотность материала маховика; DМ – наружный диаметр маховика. Учитывая сложную геометрию маховика, расчеты на прочность рекомендуют выполнять МКЭ. Допустимые напряжения [М]=110 МПа для чугунных и 200 МПа для стальных маховиков.

Маховики двигателей массового производства по международным стандартам подвергают выборочно проверке разгонными испытаниями на разрыв при частоте вращения nр = (1,8…2,8)nе.

маховик быстроходного автомобильного двигателя. На обод маховика напрессовывается зубчатый обеспечивает однозначное положение маховика относительно коленчатого вала. В некоторых случаях болты крепежные ввертываются непосредственно в коленчатый вал, при этом маховик фиксируется относительно коленчатого Рис. 13.2. Конструкции маховиков вала двумя штифтами. Элементы термической обработке и шлифованию. На рис. 13.2, б показан маховик двигателя воздушного охлаждения, используемый в качестве вентилятора. Для этого маховик имеет специальные лопатки, нагнетающие при вращении воздух для охлаждения цилиндров и головок цилиндров двигателя.

Лекция 14. Корпусные элементы двигателей внутреннего Корпус двигателя состоит из элементов, на которых монтируются его механизмы, а также опоры, с помощью которых ДВС устанавливается на автомобиль или другую машину. Он состоит из цилиндров или блока цилиндров и картера, состоящего из самого картера, на который крепятся блок цилиндров или отдельные цилиндры крышек коренных подшипников и масляного поддона.

Головки цилиндров с помощью болтов устанавливаются на блок, а стык между ними называется газовым стыком и уплотняется прокладкой.

Некоторые конструкции выполнены с моноблочным корпусом.

На конструкцию корпуса влияют:

1. Большие циклические нагрузки от газовых и инерционных сил.

2. Высокая температура, давление при больших градиентах температур по объему.

3. Значительные скорости движения сопряженных поверхностей цилиндров поршневой группы и подшипниковых узлов при больших удельных давлениях.

4. Коррозионное и эрозионное воздействие от окружающей среды и от рабочего тела во внутрицилиндровом пространстве.

Кроме того, от корпуса тре- Рис. 14.1. Разрез V – образного буется максимальная жесткость двигателя с несущими анкерными конструкции и минимальная шпильками масса. Обычно она составляет 25...30 % от массы всего двигателя.

Корпус ДВС состоит (рис. 14.1) из 1 – блока цилиндров, в котором двигаются поршни, картера 2, в котором на подшипниках расположен коленчатый вал и поддона 3 для сбора масла.

Блок цилиндров Блок цилиндров может выполняться литым вместе с картером из чугуна или отдельно блоком нескольких цилиндров или (при воздушном охлаждении) в виде отдельных цилиндров, монтируемых на картере с помощью стяжных болтов или несущих шпилек (рис. 14.1, б).

На блоке цилиндров расположен либо блок головок цилиндров, либо отдельные головки (рис. 14.1, а), закрывающие сверху цилиндры. В головках цилиндров обычно расположены клапаны, кулачковые валы и другие элементы механизма газораспределения.

Картер является основной несущей частью корпуса ДВС, обеспечивающей жесткость всей конструкции. В нем на оребренных перегородках расположены подшипники коленчатого вала. Крышки подшипников обычно расположены ниже линии разъема с поддоном и крепятся болтами или шпильками (рис. 14.1, б). Иногда крышку или подвеску стягивают горизонтальными шпильками (рис. 14.1, в) для увеличения жесткости. На нижнем фланце картера расположены четыре прилива, которыми двигатель опирается на раму автомобиля через амортизационные подушки. При нижнем расположении кулачкового валика механизма газораспределения в картере размещены его подшипники.

а – сухая без опорного бурта; б – сухая с верхним опорным буртом; в – мокрая с верхним опорным фланцем; г – мокрая с нижним опорным фланцем; д – мокрая со средним опорным фланцем; 1 – опорный фланец; 2 – направляющие (центрирующие) пояса; 3 – уплотнительные кольца; 4 – опорный бурт; 5 – сухая гильза;

6 – мокрая гильза Поддон обычно штампуют из листовой стали. Иногда крышку коренных опор коленчатого вала объединяют в монолитную конструкцию коробчатой формы, называемую постельной плитой.

При жидкостном охлаждении цилиндров применяют конструкции с несущей рубашкой, несущими силовыми шпильками или с несущим блоком цилиндров.



Pages:   || 2 |
 
Похожие работы:

«СОСТАВ ОСНОВНОЙ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЙ ПРОГРАММЫ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ 1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ 2. ХАРАКТЕРИСТИКА ПРОФЕССИОНАЛЬНОЙ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ ВЫПУСКНИКА ВУЗА ПО НАПРАВЛЕНИЮ ПОДГОТОВКИ 151900 – КОНСТРУКТОРСКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЕ ОБЕСПЕЧЕНИЕ МАШИНОСТРОИТЕЛЬНЫХ ПРОИЗВОДСТВ 3. КОМПЕТЕНЦИИ ВЫПУСКНИКА ВУЗА КАК СОВОКУПНЫЙ ОЖИДАЕМЫЙ РЕЗУЛЬТАТ ОБРАЗОВАНИЯ ПО ЗАВЕРШЕНИИ ОСВОЕНИЯ ДАННОЙ ООП ВПО 4. УЧЕБЫЙ ПЛАН 5. РАБОЧИЕ ПРОГРАММЫ УЧЕБНЫХ ДИСЦИПЛИН 6. ПРОГРАММЫ УЧЕБНОЙ И ПРОИЗВОДСТВЕННОЙ ПРАКТИКИ 7....»

«АгроВятка 4 Выставка АгроВятка в Кировской области проводится с 2002 года. С 2010 года она получила наименование Специализированная губернская выставка АгроВятка. На выставке будут экспонироваться более 60 организаций сельскохозяйственного машиностроения и региональных дилерских компаний из России и стран ближнего и дальнего зарубежья. Представлена российская и зарубежная сельскохозяйственная техника и оборудование ведущих фирм-производителей, таких как Ростсельмаш, Евротехника, John Deere,...»

«АгроВятка 3 АгроВятка 4 Выставка АгроВятка в Кировской области проводится с 2002 года. С 2010 года она получила наименование Специализированная губернская выставка АгроВятка. На выставке экспонируются около 70 организаций сельскохозяйственного машиностроения и региональных дилерских компаний из России и стран Ближнего и Дальнего зарубежья. Представлена российская и зарубежная сельскохозяйственная техника и оборудование ведущих фирм-производителей, таких как Ростсельмаш, Евротехника, John Deere,...»

«ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Тихоокеанский государственный университет УТВЕРЖДАЮ Проректор по учебной работе. С.В.Шалобанов “” 2007 г. ПРОГРАММА ДИСЦИПЛИНЫ По кафедре Литейное производство и технология металлов ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И АВТОМАТИЗАЦИЯ ПРОИЗВОДСТВА Утверждена научно-методическим советом университета для направлений подготовки (специальностей) в области металлургии, машиностроения и...»

«Высшее профессиональное образование бакалаВриат системы, технологии и организация услуг В аВтомобильном серВисе учебник Под ред. д-ра пед. наук, проф. а. н. ременцоВа, канд. техн. наук, проф. Ю. н. ФролоВа Допущено Учебно-методическим объединением по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов в качестве учебника для студентов высших учебных заведений, обучающихся по специальности Сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный...»

«ГОДОВОЙ ОТЧЕТ СОЮЗА ПРОИЗВОДИТЕЛЕЙ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОЙ ТЕХНИКИ И ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ АПК СОЮЗАГРОМАШ 2007 годовой отчет 2007 Содержание ОБРАщЕНИЕ ПРЕЗИДЕНТА СОЮЗАГРОМАШ К.А. БАБКИНА _4 КАЛЕНДАРЬ ВАжНыХ СОБыТИЙ _5 ЛОББИРОВАНИЕ ИНТЕРЕСОВ ОТРАСЛИ 7 УчАСТИЕ И ПРОВЕДЕНИЕ МЕРОПРИЯТИЙ 14 МЕжДУНАРОДНыЕ СВЯЗИ _19 ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ СО СМИ _22 ИНфОРМАцИОННыЕ ПРОДУКТы СОЮЗАГРОМАШ _23 2 СОЮЗ ПРОИЗВОДИТЕЛЕЙ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОЙ ТЕХНИКИ И ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ АПК СОЮЗАГРОМАШ годовой отчет Обращение президента...»

«1 Оценка характеристик F-1, основанная на анализе теплообмена и прочности трубчатой рубашки охлаждения Геннадий Ивченков, к.т.н. Биографическая справка об авторе Геннадий Ивченков окончил факультет Энергомашиностроение МВТУ им. Н.Э.Баумана в 1974-м году по специальности Двигатели летательных аппаратов (кафедра Э1 - Ракетные двигатели) (3-я специализация – РДТТ (твердотопливные двигатели), 1-я специализация – ЖРД (жидкостные ракетные двигатели)). После окончания учебы поступил в аспирантуру и...»

«Обзор состояния сельхозмашиностроения за рубежом Выпуск №2 Москва 2014 Обзор состояния сельхозмашиностроения за рубежом. Выпуск 2, 2014 год Ассоциация Росагромаш 121609, г. Москва, Осенний бульвар, д. 23, тел. 781-37-56, info@rosagromash.ru Содержание 1. Новости Компания Kuhn выпустила новые самоходные кормосмесительные тележки. 3 Компания Lamborghini получила награду Golden Tractor for the Design 2014 (Золотой трактор за дизайн 2014).. 4 Фирма Monosem предлагает сеялки точного высева с...»

«Д.М. МОРДАСОВ М.М. МОРДАСОВ ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ ПЛОТНОСТИ СЫПУЧИХ МАТЕРИАЛОВ • ИЗДАТЕЛЬСТВО ТГТУ • Министерство образования и науки Российской Федерации Тамбовский государственный технический университет Д.М. МОРДАСОВ, М.М. МОРДАСОВ ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ ПЛОТНОСТИ СЫПУЧИХ МАТЕРИАЛОВ Допущено учебно-методическим объединением вузов по образованию в области автоматизированного машиностроения (УМО АМ) в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений, обучающихся по направлению...»

«Владислав Фельдблюм Нано на стыке наук: нанообъекты, нанотехнологии, нанобудущее (Электронное междисциплинарное издание) Ярославль - 2013 0 Аннотация В издании анализируются и обобщаются опубликованные данные о состоянии и перспективах развития нанонауки и нанотехнологии. Приведены сведения о наночастицах, способах их получения и исследования, сферах применения. Рассмотрены различные направления использования нанотехнологии. Описано применение нанотехнологий в производстве новых материалов с...»

«С Р Е Д Н Е Е П Р О Ф Е С С И О Н А Л Ь Н О Е О Б РА З О В А Н И Е МЕТРОЛОГИЯ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ И СЕРТИФИКАЦИЯ В МАШИНОСТРОЕНИИ УЧЕБНИК Рекомендовано Федеральным государственным учреждением Федеральный институт развития образования в качестве учебника для использования в учебном процессе образовательных учреждений, реализующих программы среднего профессионального образования Регистрационный номер рецензии 618 от 10 февраля 2009 г. ФГУ ФИРО 4 е издание, стереотипное УДК 621(075.32) ББК 34.41я723...»

«Барсенков А. С, Вдовин А. И. История России. 1917-2004: Учеб. пособие для студентов вузов /А. С. Барсенков, А. И. Вдовин. — М.: Аспект Пресс, 2005.-816 с. ISBN 5-7567-0339-Х § 2. Предвоенная фаза модернизации советской экономики и Вооруженных сил К началу третьей пятилетки техническая реконструкция СССР была в основном завершена. По общему объему промышленного производства страна вышла на первое место в Европе и второе в мире после США (в 1913 Россия занимала пятое место). Однако по...»

«Секция 3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ, СТРОИТЕЛЬСТВО И ЭКСПЛУАТАЦИЯ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДОРОГ И МОСТОВ УДК 625. 7:624.2 ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ДОРОЖНО-ТРАНСПОРТНОГО КОМПЛЕКСА ОМСКОГО РЕГИОНА А.М. Лупов, заместитель губернатора Омской области Промышленный комплекс Омской области является ведущим сектором экономики региона. В нем сосредоточено около 20% региональных основных фондов, занято 20% работающего населения области. Базовыми в структуре промышленного производства в последние годы стали химическая и...»

«УДК 389.14:006.15.7 В.Т. КОНДРАТОВ ПРОБЛЕМА РАБОТЫ С МЕТРОЛОГИЧЕСКИМИ ЧИСЛАМИ – ПРОБЛЕМА, КОТОРАЯ ОБЪЕДИНИТ МЕТРОЛОГИЮ, ИНФОРМАТИКУ И ВЫЧИСЛИТЕЛЬНУЮ ТЕХНИКУ Научно-технический прогресс общества и развитие оборонного, промышленного и аграрного комплексов страны неразрывно связаны с V.T. Kondratov развитием метрологии, информатики и вычислительной техники. Без их успешного развиISSUE OF WORK WITH тия невозможно создание новых информациMETROLOGICAL NUMBERS – онных технологий, производство...»

«Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования Амурский Государственный Университет (ФГБОУ ВПО АмГУ) Кафедра уголовного права УЧЕБНО-МЕТОДИЧЕСКИЙ КОМПЛЕКС ДИСЦИПЛИНЫ ПОЛИТОЛОГИЯ Основной образовательной программы по специальности 080502.65 Экономика и управление на предприятии (в машиностроении). Благовещенск 2012 УМКД разработан кандидатом политических наук, доцентом Титлиной Еленой...»

«Уфимский Государственный Авиационный Технический Университет Научно-Техническая Библиотека БЮЛЛЕТЕНЬ НОВЫХ ПОСТУПЛЕНИЙ за декабрь 2010 года Уфа 2010 1 Отдел учебной литературы ОУЛ (1 этаж) Отдел учебной литературы ОУЛ-2 (5 этаж) Отдел научной литературы ОНЛ (2 этаж) Читальный зал открытого доступа-1 ЧЗО-1 (2 этаж) Читальный зал открытого доступа-1 ЧЗО-1(КЭ) - Фонд контрольного экземпляра (2 этаж) Читальный зал открытого доступа-1 ЧЗО-1(АВ) - Ассортиментная выставка (2 этаж) Читальный зал...»

«Столица: Париж   Площадь: 552 000 кв. км.   Население: 62,3 млн. человек   Официальный язык (и): французский   Глава государства: Президент Николя Саркози   Глава правительства: Премьерминистр Франсуа Филлон   Экспорт Казахстана во Францию: 5 388,7 млн. долл.   Импорт Казахстана из Франции: 812,8 млн. долл.   Основные направления экспорта Франции: Германия, Италия, Испания   Основные источники импорта Франции: Германия, Бельгия, Италия ...»

«ГОСТ 2.106-96 УДК 62(084.11):006.354 Группа Т52 МЕЖГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ Единая система конструкторской документации ТЕКСТОВЫЕ ДОКУМЕНТЫ Unified system for design documentation Textual documents МКС 01.100.10 ОКСТУ 0002 Дата введения 1997-07-01 Предисловие 1 РАЗРАБОТАН Всероссийским научно-исследовательским институтом стандартизации и сертификации в машиностроении (ВНИИНМАШ) Госстандарта России ВНЕСЕН Госстандартом Российской Федерации 2 ПРИНЯТ Межгосударственным Советом по стандартизации,...»

«1 ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Тихоокеанский государственный университет УТВЕРЖДАЮ Проректор по учебной работе С.В.Шалобанов __2006 г. ПРОГРАММА ДИСЦИПЛИНЫ по кафедре Начертательная геометрия и машинная графика НАЧЕРТАТЕЛЬНАЯ ГЕОМЕТРИЯ. ИНЖЕНЕРНАЯ ГРАФИКА Утверждена научно-методическим советом университета для направлений подготовки (специальностей) в области транспортных средств, металлургии,...»

«ДАЙДЖЕСТ НОВОСТЕЙ МАШИНОСТРОЕНИЯ ЯНВАРЬ - ИЮНЬ 2013 г. Дайджест новостей машиностроения СОДЕРЖАНИЕ 1. ОСНОВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ И ПРОГНОЗЫ РЫНКА СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОЙ ТЕХНИКИ В РОССИИ 1.1. Российский рынок сельскохозяйственной техники: итоги 2012 года 1.2. Прогноз развития рынка сельхозтехники в мире и России до 2015 года 1.3. Анализ рынка зерноуборочных комбайнов России 2. ОТРАСЛЕВОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ 2.1. Премьер-министр РФ Дмитрий Медведев утвердил изменения в правила предоставления...»




 
© 2014 www.kniga.seluk.ru - «Бесплатная электронная библиотека - Книги, пособия, учебники, издания, публикации»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.