Расчет двигателя внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Двигатель внутреннего сгорания (сокращённо ДВС) -- это тип двигателя, тепловой машины, в которой химическая энергия топлива (обычно применяется жидкое или газообразное углеводородное топливо), сгорающего в рабочей зоне, преобразуется в механическую работу.

Двигатель внутреннего сгорания - это устройство, в котором химическая энергия топлива превращается в полезную механическую работу.

Современные наземные виды транспорта обязаны своим развитием главным образом применению в качестве силовых установок поршневых двигателей внутреннего сгорания. Именно поршневые ДВС до настоящего времени являются основным видом силовых установок, преимущественно используемых на автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных, дорожно-транспортных и строительных машинах. Эта тенденция сохраняется сегодня еще сохранятся в ближайшей перспективе.

В представленном курсовом проекте приведен расчет четырехтактного 8-ми цилиндрового V-образного бензинового двигателя прототипом которого является двигатель ЗМЗ 53.

Целью данного курсового проекта является приобретение основных навыков расчета ДВС.



1. Выбор исходных данных

Исходные данные

-тип двигателя ЗМЗ-53 четырёхтактный, восьмицилиндровый,

V-образный;

частота вращения коленчатого вала п=2800мин-1

- коофициент избытка воздуха б =0,91

-эффективная расчетная мощность Ne=78кВт;

степень сжатия е= 7,2;

Топливо - бензин Нормаль -80. (ГОСТ Р 51105-97). Средний элементарный состав: С=85,5%, Н=14,5%, µ=115кг/моль. Низшая расчетная теплота сгорания топлива QH=43930 кДж/кг.



2. Тепловой расчет двигателя

2.1 Параметры рабочего тела

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

l0=1/0,23·(8/3·C+8·H-O)=1/0,23·(8/3·0,855+8·0,145-0)=14.96кг, или

мВ =28,96 - для воздуха.

Определяем количество свежего заряда

Определяем общее количество продуктов сгорания

2.2 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Принимаем атмосферные условия pк=p0=0,1 МПа, Тк=Т0=293К

Определяем давление и температуру остаточных газов рr=1,02…1,15 р0,МПа, рr=0,12МПа

Принимаем Тr=900…1000К. Тr= 1000К.

2.3 Процесс впуска

Принимаем температуру подогрева свежего заряда

?Т= АТ(110-0,0125•n) = 8,6

Где АТ== 0,1143

Определяем плотность заряда на впуске

Рк =Р0•106 /Rв•Т0

Рк = 0,1•106 / 287• 393 = 1,189 кг/м3

где Rв =287 Дж/кг.град - удельная газовая постоянная для воздуха.

В соответствии со скоростным режимом работы двигателя и качеством обработки внутренней поверхности принимаем коэффициент , а скорость движения заряда= 90м/с.

Определяем потери давления на впуске в двигатель

МПа.

Определяем давление в конце впуска

Определяем коэффициент остаточных газов



Определяем температуру в конце впуска

Определяем коэффициент наполнения

зv = T0•( е•pa - pr ) / (T0 + ?t)(е -1)•p0 =

293(7,2 • 0,0856 - 0,12)/(293+8,6)• (7,2- 1)• 0,1= 0,7

2.4 Процесс сжатия

Определяем показатель адиабаты сжатия k1 в функции и ,

по номограмме (рис. 1).k1=1,380

Определяем показатель политропы сжатия n1 в зависимости от k1, который устанавливается в пределах n1=( k1-0,01)…(k1-0,04)=1,360

Определяем давление в конце сжатия

Определяем температуру в конце сжатия

Определяем среднюю молярную теплоемкость заряда (воздуха) в конце сжатия (без учета влияния остаточных газов)

сгорание топливо двигатель

Определяем число молей остаточных газов

Определяем число молей в конце сжатия до сгорания

2.5 Процесс сгорания

Определяем среднюю молярную теплоемкость продуктов сгорания в дизельном двигателе при постоянном объеме, при ?1

Определяем число молей газов после сгорания

Определяем расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

Принимаем коэффициент использования теплоты = 0,87.

Учитывая, что он снижается при увеличении скоростного режима.

Тогда количество теплоты, передаваемое газом на участке czиндикаторной диаграммы при сгорании 1кг топлива определиться, как

Определяем количество теплоты, потерянное вследствие неполноты сгорания.

= 119950(1-a) = 10795

Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания

Подставляем в уравнение сгорания имеющиеся значения величин и решаем уравнение относительно Tz

1,0745• (20,766+0,0028•Tz)•Tz= 28828/0,910,517•(1+0,0729)+21,39•710

22,31•Tz+ 0,0030•Tz2 - 72298=0

Определяем давление в конце процесса сгорания

Определяем степень повышения давления в пределах

.

2.6 Процесс расширения

Показатель политропы расширения n2 для двигателя определяем по номограмме (рис.2), учитывая, что его значение незначительно определяется от значения показателя адиабаты расширения k2.

По имеющимся значениям и Tz определяем точку пересечения. Через полученную точку проводим горизонталь до пересечения с вертикалью, опущенной из точки =1 получая какое то значение k2. Далее двигаемся по этой кривой k2 до пересечения с вертикалью, опущенной из заданного значения . Ордината точки пересечения дает искомое значение k2.

Определяем давление процесса расширения

Определяем температуру процесса расширения

Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать 5% для номинального скоростного режима).

()• 100% = 0,4 < 5%

Погрешность расчетов не превышает 5% для нормального скоростного режима.

2.7 Индикаторные параметры рабочего цикла двигателя

Определяем среднее индикаторное давление цикла для нескруглённой индикаторной диаграммы

Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы v= 0,97.

Определяем среднее индикаторное давление для цикла скругленной индикаторной диаграммы

Определяем индикаторный КПД

Определяем индикаторный удельный расход топлива

Эффективные показатели двигателяПринимаем предварительно среднюю скорость поршняWn.cp =10 м/с для двигателя грузового автомобиля.

Определяем среднее давление механических потерь

учитывая, чтоа=0,05, b=0,0155при S/D>1.

Определяем среднее эффективное давление

Определяем механический КПД

Определяем эффективный КПД

Определяем эффективный удельный расход топлива

Исходя из величин эффективной мощности, частоты вращения коленчатого вала, среднего эффективного давления и числа цилиндров определяем рабочий объем одного цилиндра

Выбираем значение

для v- образного двигателя.

Определяем диаметр цилиндра

Определяем ход поршня

Определяем площадь поршня

Определяем рабочий объем цилиндра

Определяем среднюю скорость поршня

Определяем значение расчетной эффективной мощности

Погрешность расчетов не превышает 5% для нормального скоростного режима.



3. Построение индикаторных диаграмм

Построение свернутой индикаторной диаграммы ДВС производим по данным теплового расчета. Диаграмму строим в прямоугольных координатах Р-S, где Р - давление, aS - ход поршня.

Масштаб давления:

pz=4,6<5 МПа, поэтому принимаем удобный p=0,025МПа/мм.

Масштаб перемещения поршня:

S=97>80 мм, поэтому принимаем чертежа.

От начала координат в масштабе по оси абсцисс откладываем значение приведенной высоты камеры сжатия Scи хода поршня S .

Высота камеры сжатия определится как

По оси ординат в масштабе откладываются величины давления в характерных точках a,c, ,z,b,r диаграммы, а также значение

Построение политроп сжатия и расширения осуществляется по промежуточным точкам. Значения давлений в промежуточных точках политропы сжатия подсчитывается по выражению

Значения давлений в промежуточных точках политропы расширения подсчитывается по выражению

При этом значения Sc и S везде постоянны.

Расчетные значения давлений в промежуточных точках сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 Величины давлений в промежуточных точках политропысжатия и политропы расширения

№ точки	Sx, мм	Политропа сжатия	Политропа	расширения
		, мм	рх,МПа	,мм	рх,МПа
1	15,64	3,44	0,86	15.2	0,38
2	20	35,6	0,89	133,6	3,34
3	30	20,4	0,52	80	2,00
4	40	14	0,35	56	1,40
5	50	10,4	0,26	42	1,05
6	60	8	0,20	33,2	0,83
7	70	6,4	0,16	27,6	0,69
8	80	5,6	0,14	23,2	0,58
9	90	4,8	0,12	20	0,5
10	100	4	0,1	17,6	0,44



4. Динамический расчет двигателя

Перемещение поршня при различных углах поворота кривошипа определяем по формуле

где R - радиус кривошипа, R = 48.

- постоянная КШМ, =0,30.

Скорость поршня Wn определяем по формуле, которую получаем путем дифференцирования пути по времени

где - угловая скорость,

Ускорение поршня определяем дифференцированием выражения скорости по времени

Результаты расчетов заносим в таблицу 4.1, по результатам строим графики S, = f( ), W= f( ), J = f( )

Таблица4.1 Кинематические параметры двигателя

Ф пкв	S?, м	S?, м	S, м	W?, м/ с	W?, м/с	W, м/ с	J?, м/ с2	J?, м/ с2	J, м/с2
0	0	0	0	0	0	0	4121	1236	5357
20	0,28	0,09	0,37	4,8101	1,3555	6,1656	3872	947	4819
40	1,12	0,30	1,42	9,0402	2,0798	11,12	3157	214	3371
60	2,40	0,54	2,94	12,1798	1,8265	14,0063333	2060	-618	1442
80	3,97	0,69	4,66	13,8503	0,7214	14,5717	715	-1161	-446
100	5,63	0,70	6,33	13,8503	-0,7214	13,13	-715	-1662	-1877
120	7,2	0,54	7,74	12,1798	-1,8298	10,35	-2060	-618	-2678
140	8,47	0,30 303	8,77	9,0402	-2,0772	6,9630	-3157	215	-2942
160	9,31	0,08	9,39	4,8101	-1,3560	3,4541	-3872	947	-2925
180	9,60	0	9,6	0	0	0	-4221	1337	-2884
200	9,31	0,08	9,39	-4,8101	1,3560	-3,4541	-3872	947	-2925
220	8,47	0,30	8,77	-9,0402	2,0772	-6,9630	-3157	215	-2942
240	702	0,54	7,74	-12,1798	1,8298	-10,35	-2060	-618	-2678
260	5,63	0,70	6,33	-13,8503	0,7203	-13,13	-715	-1662	-1877
280	3,97	0,69	4,66	-13,8503	-0,7203	-14,5717	715	-1161	-446
300	2,4	0,54	2,94	-12,1798 17898	-1,8265	-14,0063	2060	-618	1442
320	1,12	0,30	1,42	-9,0402	-2,0798	-11,12	3157	214	3371
340	0,28	0,09	0,37	-4,8101	-1,3555	-6,1656	3872	947	4819
360	0	0	0	0	0	0	4121	1236	5357



5. Расчет сил действующих в КШМ

Для расчета деталей кривошипно-шатунного механизма на прочность и выявления нагрузок на трансмиссию машин необходимо определить величины и характер изменения сил и моментов, действующих в двигателе.

Руководствуясь найденными размерами двигателя, определяется масса частей, совершающих вращательное движение. Для этой цели необходимо задаться конструктивными массами поршневой и шатунной группы, пользуясь найденными значениями диаметра поршня Dи данными таблицы 4. [1]

Масса поршня

Масса шатуна

Масса колена вала без противовесов

Определяем массу частей, движущихся возвратно-поступательно:

где - масса шатуна, приведенная к поршню,

Масса вращающихся деталей:

где тш.к- масса шатуна, приведенная к коленчатому валу,

Соответствие выбранных масс можно проверить по значению удельной силы инерции по формуле:

Производим расчёт сил действующих в КШМ, Н:

- силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс

- центробежной силы инерции вращающихся масс

Определяем значение удельной силы инерции возвратно-поступательнодвижущихся масс, отнесенных к единице площади поршня,

Определяем значение суммарной силы, действующей на поршень

Используя найденное значение ,определяем значения действующих сил:

- боковой силы, перпендикулярной оси цилиндра

ц , п.к.в.	?Рг мПа	РЈ , мПа	РЈ,мПа Fn	РУ мПа	РУ• Fп кН	N кН	S кН	K кН	T кН	Mi Нм
0	0,02	-6,734	-1,020	-1	-6,6	0	-6,6	-6,6	0	0
20	0,015	-6,057	-0,918	-0,903	-5,96	-0,614	-5,93	-5,367	-2,616	-125
40	0,010	-4,237	-0,641	-0,631	-4,165	-0,816	-4,087	-2,665	-3,303	-158
60	0,006	-1,813	-0,274	-0,268	-1,769	-0,472	-1,709	-0,475	-1,403	-67
80	0,004	0,561	0,085	0,089	0,587	0,18	0,561	-0,074	0,528	25
100	0,002	2,359	0,357	0,359	2,369	0,725	2,265	-1,125	2,459	118
120	-0,002	3,367	0,510	0,508	3,353	0,895	3,24	-2,451	3,125	150
140	-0,004	3,698	0,560	0,556	3,67	0,719	3,601	-3,273	2,69	129
160	-0,006	3,677	0,557	0,551	3,637	0,375	3,619	-3,546	1,793	86
180	-0,01	3,626	0,549	0,539	3,557	0	3,557	-3,557	0	0
200	-0,06	3,677	0,557	0,551	3,637	-0,375	3,619	-3,546	-0,671	-41
220	0	3,698	0,560	0,560	3,67	-0,719	3,599	-3,273	-1,809	-87
240	0,012	3,367	0,510	0,522	3,452	-0,921	3,57	-2,52	-2,52	-120
260	0,044	2,359	0,357	0,401	2,647	-0,725	2,53	-1,257	-2,467	-118
280	0,087	0,561	0,085	0,172	1,135	-0,18	1,085	-0,144	-1,178	-56
300	0,3	-1,813	-0,274	0,026	0,172	-0,472	1,166	0,046	-0,155	-7
320	0,412	-4,237	-0,641	-0,229	-0,511	0,816	-0,501	-0,327	0,405	19
340	0,715	-6,057	-0,918	-0,143	-0,944	0,614	-0,939	-0,85	0,414	20
360	1,2	-6,734	-1,020	0,18	1,188	0	1,188	1,188	0	0
370	3,825	-4,733	-0,976	2,849	18,803	0,987	18,784	18,69	4,23	203
380	3,18	-6,057	-0,918	2,262	14,929	1,537	14,854	13,51	6,554	314
400	1,75	-4,237	-0641	1,109	7,319	1,434	7,0182	4,684	5,804	287
420	1,05	-1,813	-0,274	0,776	5,122	1,367	4,948	1,378	4,061	195
440	0,562	0,561	0,085	0,647	4,27	1,307	4,082	-0,542	4,432	213
460	0,487	2,359	0,357	0,844	5,57	1,704	5,325	-2,646	5,191	249
480	0,375	3,367	0,510	0,885	5,841	1,559	5,643	-4,27	4,281	205
500	0,325	3,698	0,560	0,885	5,841	1,145	5,732	-5,21	2,282	109
520	0,275	3,677	0,557	0,832	5,491	0,565	5,464	-5,354	1,345	64
540	0,262	3,626	0,549	0,811	5,353	0	5,353	-5,353	0	0
560	0,244	3,677	0,557	0,801	5,287	-0,544	5,261	-5,155	-2,321	-111
580	0,219	3,698	0,560	0,779	5,14	-1,007	5,044	-4,584	-2,534	-122
600	0,194	3,367	0,510	0,704	4,646	-1,24	4,489	-3,396	-3,404	-163
620	0,15	2,359	0,357	0,507	3,346	-0,974	3,199	-1,589	-3,118	-150
640	0,13	0,561	0,085	0,215	1,419	0,434	1,356	-0,18	-1,473	-71
660	0,112	-1,813	-0,274	-0,162	-1,069	0,285	-1,032	-0,287	0,962	46
680	0,075	-4,237	-0,641	-0,566	-3,736	0,732	-3,666	-2,391	2,963	142
700	0,052	-6,057	-0,918	-0,866	-5,716	0,586	-5,687	-5,173	2,509	120
720	0,2	-6,734	-1,020	-1	-6,6	0	-6,6	-6,6	0	0

Для нахождения результирующей силы Rш.ш на шатунную шейку необходимо полюс переместить по вертикали вниз на величину вектора

- силы, возникающей вследствие вращения части массы шатуна и постоянная повеличине и постоянная по величине и направлению

Обозначаем точку Ош. Затем вокруг точки Ошпроводим окружностьпроизвольного радиуса. Проводим прямые линии от углов поворота к точкам и т.д. Вектор Ош.- для каждого угла дает направление, изначение результирующей силы (нагрузки)на шатунную шейку.

Для построения развертки диаграммы нагрузкив прямоугольные координаты через точку Ошпроводим горизонтальную линию, служащей осью углов .Углы обозначаются через каждые 20° в пределах 0-720°, и через этиточки проводятся вертикали.

Средняя удельная нагрузка на подшипник, отнесенная к единице площади его диаметральной проекции, определиться

Где dш.ш(50мм.)диаметр шатунной шейки, м;

lш.ш(23мм.)- рабочая ширина вкладыша (принимается из прототипа).

Пользуясь полярной диаграммой, строим диаграмму износа шейки, дающую условное представление о характере износа в предположении, что износ пропорционален усилиям, действующим на шейку, и происходит в секторе ±60° от мгновенно направленной силы S. Под графиком развернутой диаграммы нагрузки строим кривую суммарного индикаторного крутящего момента. Для этого по осиабсциссоткладываем значение угла поворота кривошипав пределах иот 0° до(где 8 - число цилиндров). По оси ординат откладывается значение крутящего момента в масштабе, равное

Mi=T·R.

Кривая суммарного индикаторного крутящего моментам ногоцилиндрового двигателя на участке иполучается путем графического суммирования полученного числа i кривых крутящих моментов для отдельных цилиндров. Среднее значение индикаторного момента определиться

где F - площадь диаграммы.

Ввиду того, что при построении диаграммы индикаторного крутящего момента двигателя не учитывались затраты на трение, привод вспомогательных механизмов и т.д., для получения действительного эффективного крутящего момента необходимо учесть величину механического КПД

Полученное значение среднего эффективного крутящего момента следует сопоставить с расчетным значением

Отклонение графически полученного значения момента от его расчетного значения не должно превышать ±5%.

5.1 Уравновешивание V-образного восьмицилиндрового двигателя

Данный двигатель рассматриваем как сумму четырех двухцилиндровых V- образных двигателей.

Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя полностью уравновешены: ?PR = 0;

Суммарный момент центробежных сил действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью кривошипа угол 18є 26' величина его

?МR= v10•(mк + 2mшк)•Rщ2б

Силы инерции первого порядка взаимно уравновешенны: ?Pi1 = 0;

Суммарный момент сил инерции первого порядка действует в той же плоскости, где и равнодействующий момент центробежных сил, его величина:

?Мi1= v10•mi•Rщ2б

Силы инерции второго порядка и и ихмоменты полностью уравновешенны:

?Pi2 = 0; ?Мi2 = 0.

Уравновешивание моментов?Мi1 и ?МR осуществляется установкой двух противовесов на концах коленчатого вала в плоскости действия моментов т.е. под углом 18є 26'

Суммарные моменты ?Мi1 и ?МR действуют в одной плоскости, поэтому

?Мi1 + ?МR= бRщ2v10•(mi+ mк + 2mшк)•

Масса каждого противовеса определяется из условия равенства:

Mпр?сщ2b = ?Мi1 + ?МR

с - расстояние центра тяжести общего противовеса от оси коленчатого вала.

На практике часто устанавливают противовесы на щеках кривошипа и на концах коленчатого вала.

В действительности размеры и масса деталей двигателя различны и силы инерции для отдельных цилиндров получаются неравными.

Для максимального уменьшения влияния вредных факторов на уравновешенность двигателя вращательно движущиеся части тщательно балансируют, а части, движущиеся возвратно-поступательно, подбирают с минимальными отклонениями по размерам и массе. Строго контролируют распределение масс шатуна. Коленчатые валы и маховики подвергают статической и динамической балансировке. Несоблюдение технических условий на сборку деталей двигателя может привести к возникновению значительных неуравновешенных сил инерции.



6. Расчет деталей двигателя на прочность

6.1 Расчет поршня

Поршень работает в тяжелых условиях, так как подвергается воздействию как механических нагрузок от давления газов и сил инерции, так и термических из-за необходимости отвода теплоты от нагретой газами головки в охлаждающую среду. Кроме того, направляющая часть работает на износ при высоких температурах. Основные требования к материалу поршня:

хорошая теплопроводность;

малые значения коэффициента линейного расширения;

высокая механическая прочность и жаростойкость;

малый удельный вес.

Для уменьшения износа юбка поршня имеет бочкообразный профиль по образующей и овальный профиль в поперечном сечении. Днище поршня имеет выемку, а в бобышках сделаны отверстия для прохода масла к поршневому пальцу.

Материал поршня - алюминиевый сплав. Определяем основные размеры поршня, пользуясь данными табл.5 и рис.9.

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) определяем:

диаметр цилиндра D=92мм;

ход поршня S=97 мм;

действительное максимальное давление сгорания pz = 4,6 МПа, при
частоте вращения п =2800 мин1;

площадь поршня Fn=0,0066м2;

наибольшая номинальная сила N=1,54 кН, при угле ц =380°;

массу поршневой группы тп=0,924 кг;

значение л =0,30.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, приведенных в табл.5 принимаем:

толщину днища поршня д=7,4 мм.

высоту поршня Н= 101 мм.

высота огневого пояса е = 7,4мм;

толщина первой кольцевой перемычки hп = 3,7мм.

высота верхней части поршня hi = 55мм.

- высота юбки поршня hю=60 мм.

внутренний диаметр поршняdi = 71мм.

толщина стенки головки поршня s= 7,4мм.

толщина стенки юбки поршня дю= 3мм.

радиальную толщину кольца t = 3,6

- радиальный зазор кольца в канавке поршня

компрессионного ?t= 0,92 мм.

маслосъемного ?t = 0,92 мм.

- высота кольца = 3мм.

число и диаметр масляных каналов в поршне n'M=8.

- диаметр масляных каналов в поршне dM= 1мм.

Назначаем материал поршня - алюминий и материал гильзы цилиндра -

чугун, задается значением коэффициента линейного расширения:

- для алюминиевого сплава,

- для чугуна.

уиз= рzl(ri / д)2 , МПа.

ri = D / 2 - (s + t + ?t) ,мм.

ri = 92/2 - (7,4 + 3,6 + 0,92) = 34мм. уиз = (34/7,4)2 = МПа.

Определяем напряжение изгиба в днище поршня

i= D/2-(s+t+?t) = 92/2 - (7,4+ 3,6 + 0,92) = 34мм

Определяем напряжение сжатия в сечении х-х

При этом площадь сечения х-х равна

Fх-х = (р/4)•(dK2 - di2) - n'м•F'мм.

Fх-х = (3,14/4)(82,82 - 712) - 8•5,9 =1,3• 10-3 м2

И значение

F'=(dK-di)dM/2м2

F'=(82,8 - 71) • 1/2 = 5,9 • 10-6 м2

Рzд = pz•Fn НМ.

Рzд = 4,6 • 0,0066 = 0,0304 НМ.

dK=D-2-(t+?t) мм.

dK= 92 - 2(3,6 + 0,92) = 82,8мм. Определяем напряжение разрыва в сечении х-х максимальная угловая скорость холостого хода двигателя

где тх.х - масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения х-х равна тх.х = 0,5•,кг

тх.х = 0,5•0,924 = 0,462 кг.

Максимальная разрывающая сила составит

= 0,462 • 0,048 • 2932 • (1 + 0,3) = 2475,МН.

Напряжение разрыва определится, как

уур =

Определяем напряжение в верхней кольцевой перемычке

среза

изгиба



сложное

Определяем удельные давления поршня на стенку цилиндра

Определяем условие гарантированной подвижности поршня в горячем состоянии.

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя размеры диаметров головки Dг и юбки Dюпоршня определяют исходя из необходимых монтажных зазоров и между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии

Диаметры головки и юбки поршня определяют с учетом монтажных зазоров по формулам

Определяем диаметральные зазоры в горячем состоянии по формулам

где и - диаметральные зазоры в горячем состоянии

и - коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня

и поршня

Тц, Тги Тю-соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии, К

Тц=385 К, Тг=598 К, Тю=408 К;

Т0 -- начальная температура цилиндра и поршня, То=293 К.

6.2 Расчет поршневого пальца

Основные конструктивные размеры поршневых пальцев принимаем из табл. 5. По данным теплового расчета принимаем: максимальное давление сгорания рzmax= 4,6МПа.

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. Поршневой палец - стальной, трубчатого сечения. Для повышения износостойкости его наружную поверхность цементируют и закаливают. Материал поршневого пальца - Ст15Х. E=2,2·105МПа. Палец плавающего типа.

- диаметр бобышки dб = 41мм.

- расстояние между торцами бобышек b = 37мм.

- наружный диаметр поршневого пальца dп = 25мм.

- внутренний диаметр поршневого пальца dв = 17мм.

- длина пальца lп = 72мм.

- длина головки шатуна lш = 30мм.

Определяем расчетную силу, действующую на палец газовую

Инерционную

где щм - угловая скорость при максимальном крутящем моменте,

расчетную

где - максимальное давление сгорания, pzmax= pz=4,6МПа;

k - коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца, k=0,8;

где пм- частота вращения при максимальном крутящем моменте,

Тогда сила инерции поршневой группы составит

Тогда расчётная сила составит

Определяем удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

Определяем удельное давление пальца на бобышки

Определяем напряжение изгиба в среднем сечении пальца

где - отношение внутреннего диаметра к наружному,

Определяем касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна

Определяем наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

гдеЕ - модуль упругости материала пальца, МПа.

Определяем напряжение овализации на внешней поверхности пальца:

- в горизонтальной плоскости

- в вертикальной плоскости

Определяем напряжение овализации на внутренней поверхности пальца: в горизонтальной плоскости

в вертикальной плоскости

напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости:

6.3 Расчет поршневого кольца

Материал кольца - серый легированный чугун, Е=1,2·105МПа. Определяем среднее значение давления кольца на стенку цилиндра



- разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состояниях.

Определяем давление кольца на стенку цилиндра в различных точках

окружности и заносим в таблицу 6.3.1

где - переменный коэффициент, определяемый изготовлением в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра.

Таблица 6.3.1 Параметры для расчета эпюры давления кольца на стенку цилиндра

Угол у/, град	0	30	60	90	120	150	180
Коэффициент Мк	1,05	1,05	1,14	0,9	0,45	0,67	2,85
Давление р, МПа	0,147	0,147	0,16	0,126	0,063	0,094	0,399

По полученным расчетам строим эпюру давления кольца на стенку цилиндра (рис. 6.3.2). (Силы в масштабе 0,0125МПа:1мм)

Определяем напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии

Определяем напряжение изгиба при надевании кольца на поршень

где

Определяем монтажный зазор в замке поршневого кольца

где - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя,

и - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра,и = 1 / К;

Тк - температура кольца в рабочем состоянии, Тк=500К;

Тц - температура цилиндра в рабочем состоянии,

=385 К;

То- начальная температура, ;

6.4 Расчет шатуна

Шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых инерционных сил. Помимо напряжения сжатия в стержне шатуна возникают напряжения изгиба и растяжения.

Для изготовления шатуна должны быть выбраны высококачественные материалы, обладающие высокой прочностью, относительным удлинением, сопротивлением удару, пределом усталости.

Необходимо также учитывать одно из основных требований к конструкции шатуна - получение минимальной массы при необходимой прочности и надежности.

Шатун стальной, кованный, двутаврового сечения. В нижней головке шатуна выполнено отверстие, через которое масло разбрызгивается на поверхность цилиндра.

Материал шатуна: Ст 45Г2

Назначаем материал шатуна и втулки: Материал шатуна - углеродистая сталь 45Г2;

Материал втулки -бронза;

Определяем основные размеры шатуна:

внутренний диаметр верхней головки,

внутренний диаметр втулки,

наружный диаметр головки

длину поршневой головки шатуна

Определяем суммарное давление на поверхности головки от запрессовки втулки и нагрева головки и втулки

где - натяг посадки бронзовой втулки,

- натяг от нагрева головки,Dгол- наружный диаметр головки, d - внутренний диаметр головки, d=30мм; dВТ- внутренний диаметр втулки, dBT= 28 мм;

- средняя температура подогрева головки при работе двигателя, =110К- коэффициент Пуассона, =0,3;

Тогда суммарное удельное давление на поверхности головки

Определяем напряжение на наружной поверхности поршневой головки шатуна



Схема 6.4.1 Верхней головки шатуна. а) для растяжения. б) для сжатия

Определяем напряжение на внутренней поверхности

Определяем величину нормальной силы в этом же сечении

Определяем изгибающий момент в вертикальном сечении проушины

Где -угол заделки, =105град;

средний радиус поршневой головки,

суммарная сила инерции поршневой группы, Н

где масса поршневой группы, 0,924кг,

-радиус кривошипа, R=0,048м,

угловая скорость при номинальной частоте вращения

,

Определяем величину нормальной силы в этом же сечении

Определяем величину нормальной силы в расчетном сечении от растягивающей силы для выбранного угла заделки



Определяем изгибающий момент в расчетном сечении

Определяем напряжение от растяжения в наружном слое

где hгол- толщина стенки головки, hгол =0,0025м.

К - коэффициент, учитывающий наличие запрессованной втулки.

Коэффициент К определяется по формуле

где Fcm- площадь сечения головки шатуна,мм2

Fвm - площадь сечения втулки,



Тогда коэффициент, учитывающий наличие запрессованной втулки составит

Тогда напряжение от растяжения в наружном слое составит

Определяем суммарную силу, сжимающую головку

Максимальная сила инерции массы поршневой группы определяется по формуле

Тогда суммарная сила, сжимающая головку составит

Определяем номинальную силу для нагруженного участка

Определяем изгибающий момент для нагруженного участка

Определяем напряжение в наружном слое от сжимающей силы

Определяем запас прочности

где - предел выносливости материала при растяжении =210МПа; - коэффициент, зависящий от характеристики материала,=0,2;

- коэффициент, учитывающий влияние технологического фактора, =0,7.

Определяем силу инерции, растягивающую шатун на холостом ходе

где тш=1,188кг - масса части шатуна выше расчетного сечения.Определяем максимальную силу давления газов, сжимающую шатун

Определяем суммарное напряжение при сжатии с учетом продольного изгиба вплоскости, качания шатуна.

где Кх= 1,12 - коэффициент, учитывающий продольный изгиб шатуна

.- площадь шатуна в расчетном сечении.

Определяем суммарное напряжение при сжатии с учетом продольного изгибавплоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна.

где Ку = 1,04 - коэффициент, учитывающий продольный изгиб шатуна

Определяем напряжение растяжения

Определяем амплитуду напряжения в плоскости х сечения шатуна

Определяем среднее напряжение в плоскости х сечения в плоскости шатунаОпределяем амплитуду напряжения в плоскости у сечения шатуна

Определяем среднее напряжение в плоскости у сечения в плоскости шатуна

Определяем запас прочности в плоскости х



Определяем запас прочности в плоскости у

6.5 Расчет отъемной крышки нижней головки шатуна

Отъемная крышка шатуна изготавливается из того же материала, что и сам шатун. Сталь Ст 45Г2.

Определяем силу, отрывающую крышку нижней головки шатуна

где тш=1,26кг - масса шатуна, совершающая возвратно-поступательное движение;

- масса шатуна, совершающая вращательное движение; - масса отъемной крышки.

Определяем напряжения в материале крышки

где - расстояние между осями шатунных болтов;

момент сопротивления изгибу;

-ширина подшипника;

- внутренний радиус кривошипной головки;

с - расстояние между осями шатунных болтов.- площадь сечения крышки свкладышем.

6.6 Расчёт шатунных болтов

В четырехтактных двигателях болты, стягивающие половинки кривошипной головки шатуна, подвергаются растяжению от действия сил инерции поступательно движущихся масс поршня и шатуна и вращающихся масс, расположенных над плоскостью разъема кривошипной головки. Болты должны обладать высокой механической прочностью и надежностью. Изготавливаются из стали 40Х Н. Номинальный диаметр болта Шаг резьбы Количество болтов сталь 40Х

Считаем, что плотность стыка обеспечивается условием

Где сила инерции, отрывающая крышку; сила предварительной затяжки;

Определяем силу предварительной затяжки

Где z - число болтов, которыми крышка притягивается к шатуну ;

Определяем величину суммарной силы растягивающей болт

Где коэффициент нагрузки. Применим - 2,0Определяем максимальное напряжение в болте, в сечении по наименьшему диаметру

где

Определяем минимальное напряжение в этом же сечении

Определяем амплитуду напряжения

МПа;

Определяем среднее напряжение

Определяем запас прочности болта для выбранного материала стали.

Принимаем: Где коэффициент концентрации напряжений; коэффициент, зависящий от характеристики материала; коэффициент, учитывающий технологические факторы; допустимое значение напряжения для материала болтов.



Заключение

Входе выполнения работы были освоены основные навыки и правила расчета двигателя внутреннего сгорания. Произведен тепловой расчет двигателя, рассчитаны и построены индикаторные диаграммы двигателя. Был произведен динамический и кинематический расчет двигателя и на основе расчетов, в графической части, были построены диаграммы.

При выполнении расчетной части размеры деталей оказались меньше, чем в технической характеристике двигателя. Это говорит об уменьшении массы деталей, т.е. массы двигателя, что является положительным результатом. Но при использовании в изготовлении стандартных материалов уменьшается запас прочности. Нужно использовать более качественные материалы, но при этом возрастет стоимость самого двигателя.

Данный расчет имеет условное значение, поэтому результаты не являются технической характеристикой прототипа.



Литература

1. Плотников С.А., Попов В.М. Двигатели. /Учебно-методическое пособие по курсовому проектированию для студентов автомобильного
факультета/. - Киров, КрФ МГИУ, 2007. - 86с.

2. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных
двигателей. - М.: Высшая школа, 1971. - 365 с.

Размещено на Allbest.ru

...