Тепловий та динамічний розрахунок чотиритактного карбюраторного двигуна з рідинним охолодженням

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

Вступ

1. Загальний розділ

1.1 Вибір прототипу

1.2 Опис конструкції двигуна - прототипу та коротка технічна характеристика

1.3 Аналіз показників двигуна - прототипу

1.4 Екологічна оцінка двигунів внутрішнього згоряння

2. Конструкторський розділ

2.1 Тепловий розрахунок двигуна

2.2 Компановка кривошипно - шатунного механізму

2.3 Динамічний розрахунок двигуна

3. Розрахунок деталей і складальних одиниць

3.1 Характеристика складальної одиниці

3.2 Розрахунок поршня

3.3 Розрахунок шатунної групи

3.4 Вибір матеріалу та обґрунтування вибору матеріалу

Висновок до курсового проекту

Список використаних джерел

Вступ

Сучасні високотехнологічні двигуни вже зовсім не схожі на своїх столітніх побратимів. Досягнуті досить вражаючі показники по потужності, економічності та екологічності. Сучасний ДВС вимагає до себе мінімум уваги і розрахований на ресурси в сотні тисяч, а деколи і мільйони кілометрів.

Відбулося впровадження легованих покриттів в областях тертя і зносу шатунно-поршневої групи, що призвело до значного збільшення терміну служби ДВС. Але в той же час призвело і до істотного подорожчання двигуна залишаючись осередком дорогих автомобілів.

Кардинальні зміни зазнала система живлення ДВС. Замість карбюратора впроваджені електронні системи розподіленого, а потім і безпосереднього вприскування палива, що дозволяють значно підвищити потужність і економічність двигуна шляхом збіднення паливно-повітряної суміші.

Основні напрямки розвитку двигунів внутрішнього згоряння відповідають загальним тенденціям розвитку машинобудування: скорочення витрати матеріалів, зниження трудомісткості і собівартості, підвищенню строків служби, застосуванню більш дешевих сортів палив і масел та зменшення їх питомої витрати, автоматизації управління і пр.

Одним з найважливіших завдань в області розвитку двигунів внутрішнього згоряння є зменшення їх питомої маси та габаритних розмірів при збереженні по можливості терміну служби. Для вирішення цього завдання існує декілька шляхів. Один з них - збільшення швидкохідності двигунів, що дозволяє отримати велику потужність при одних і тих же основних розмірах. Успіхи сучасної металургії в області створення більш міцних матеріалів, поліпшення технології виробництва та вдосконалення методів дослідження відбуваються в двигунах процесів дозволили значно підвищити швидкохідність двигунів внутрішнього згоряння і забезпечити при цьому їх досить високу довговічність.

Інший шлях підвищення потужності і зниження питомої маси поршневих двигунів внутрішнього згоряння - застосування наддуву. Нагнітання в циліндри попередньо стисненого в компресорі повітря збільшує масу повітряного заряду і кількість спалюваного палива, внаслідок чого зростає потужність двигуна. Особливо ефективним є застосування наддування, коли воно супроводжується використанням енергії відпрацьованих газів в газовій турбіні. При установці турбокомпресора потужність двигуна підвищується на 40-50% і одночасно на 3-5% знижується питома витрата топлива. долговечность.

1. Загальний розділ

1.1 Вибір прототипу

Відповідно до завдання на курсове проектування:

Номінальна потужність: 58 кВт; Частота обертання колінчатого вала: 5350 хв^-1; Ступінь стиснення: 8.8 ; Число циліндрів: 4; Тип двигуна: Карбюраторний

Провів вибір прототипу двигуна й вибрав двигун марки ВАЗ 2106.

1.2 Опис конструкції двигуна-прототипу та коротка технічна характеристика

Таблиця 2.1 - Технічна характеристика двигуна - прототипу та його систем

Найменування параметрів	Одиниці вимірювання	Значення параметрів
Тип двигуна	Ї	Карбюраторний
Тип сумішоутворення	Ї	Зовнішній
Номінальна потужність	кВт	58,8
Номінальна частота обертання колінчастого вала	хв-1	5400
Максимальний крутний момент, Мкр	Н*м	121
Частота обертання колінчастого вала при Мкр	хв-1	3000
Діаметр циліндра	мм	79
Хід поршня	мм	80
Кількість та розміщення циліндрів	Ї	4 циліндри, рядний
Порядок роботи целіндрів	Ї	1-3-4-2
Ступінь стиснення	Ї	8.5
Робочий обєм циліндрів	л	1.6
Марка моторного масла : - зимове - літнє - всесезонне	Ї	М-6/12Г М-6/12Г М-5/10Г
Тиск масла в головний масляній магістралі : · при номінальній частоті обертання колінчастого вала · при холостому ході	МПа	0,35 Не менше 0,08
Паливо	Ї	Бензин
Робоча температура охолодної рідини	С	85…95 oС
Тип системи охолодження	Ї	Закрита, рідинна
Тип системи мащення	Ї	Комбінована
Тип системи запалювання	Ї	Контактна
Тип системи живлення	Ї	Карбюраторна
Пусковий пристрій	Ї	Стартер СТ221
Маса двигуна конструктивна	кг	135

1.3 Аналіз показників двигуна-прототипу

Конструктивні особливості дозволили при невеликих габаритах і вазі отримати достатньо потужний, високооборотний і надійний агрегат який володіє довговічністю, надійністю і економічністью при невеликій трудойомкості технічного обслуговування в процесi експлуатації. Високі пускові якості двигуна при низьких температурах навколишнього середовища забезпечується двокамерним карбюратором з падаючим потоком, потужним стартером і вязкосними параметрами застосовуваних масел. Недолiки : Шум двигуна на великих обертах

1.4 Екологічна оцінка двигунів внутрішнього згоряння

Екологічні вимоги до сучасного автомобілю є в даний час пріоритетними. Найбільш токсичними компонентами відпрацьованих газів бензинових двигунів є: оксид вуглецю (СО), оксиди азоту (NОx), вуглеводні (СnHm), а в разі застосування етильованого бензину - свинець. Підраховано, що автомобілі викидають в атмосферу близько половини всіх оксидів азоту, 40% вуглеводнів, 65% чадного і 15% вуглекислого газу.

Cвітові виробники двигунів внутрішнього згоряння (ДВЗ): витрачають сотні мільйонів доларів для впровадження нових технологій, більш сучасне обладнання для того, щоб досягти норм екологічності, токсичності, що відповідають світовим стандартам з Євро-3 по Євро-6.

ВАЗ однозначно відстає від аналогів и погляд вимагає значної модернізації конструкції з подалі підвищення продуктивності, ефективних показників, и навіть Зменшення викідів шкідливих речовин у довкілля.

ВАЗ з карбюраторними двигунами відповідають лише «псевдонормам» Євро 0. При наявності уприскування і каталізатора навіть застарілий ваз мотор може відповідають вимогам Євро 2.

2. Конструкторський розділ

2.1 Тепловий розрахунок двигуна

Таблиця 3.1 - Вихідні дані

Назва параметрів та одиниці вимірювання	Умовне позначення	Значення параметрів
Ефективна потужність, кВт	Ne	58
Частота обертання колінчатого валу, хв-1	n	5350
Кількість циліндрів	i	4
Ступінь стиснення	е	8.8
Тиск наддувочного повітря	Р0	-
Температура залишкових газів, К	Tr	900
Температура навколишнього середовища, K	To	293
Коефіцієнт залишкових газів	?r	0,04
Коефіцієнт надлишку повітря	б	0,95
Показник політропи стиснення	n1	1,34
Показник політропи розширення	n2	1,22
Коефіцієнт використання тепла	о	0,75
Механічний ККД	?м	0,7
Коефіцієнт округлення індикаторної діаграми	цn	0,85

Хімічний склад палива (Додаток А)

С = 0,855 кг, Н = 0,145 кг, О = 0 кг.

Н_u = 44000 кДж/кг - нижча теплотворна спроможність палива

Параметри процесу наповнення

Теоретично необхідна кількість повітря для згорання 1 кг палива, кмоль/кг:

, (3.1)

де С, Н, О - хімічний склад палива.

=0,511

Дійсна кількість повітря для згоряння 1 кг палива, кмоль/кг:

, (3.2)

де б - коефіцієнт надлишку повітря (Вихідні дані);

м_пал - середня молярна маса палива (Додаток А).

=0,494

Тиск в кінці процесу наповнення, МПа:

, (3.3)

де Р_о - тиск навколишнього середовища, МПа;

ДР_а - втрати тиску за рахунок впускної системи, МПа.

(3.4)

, МПа

, МПа

Температура в кінці процесу наповнення, К:

, (3.5)

де Т₀ - температура повітря навколишнього середовища, К (Вихідні дані);

Т_r - температура залишкових газів, К (Вихідні дані);

г_г - коефіцієнт залишкових газів (Додаток А).

ДT - температура підігріву свіжого заряду від гарячих деталей двигуна, К (Додаток А).

Коефіцієнт наповнення:

(3.6)

де е - ступінь стиснення;

,

Параметри процесу стиснення

Тиск в кінці процесу стиснення, МПа:

, (3.7)

де n₁ - показник політропи стиснення повітря для бензинових двигунів.

, МПа

Температура в кінці процесу стиснення, К:

,К (3.8)

К

Параметри процесів згоряння

Визначення теплоти згоряння робочої суміші, кДж/кмоль:

, (3.9)

де ДН_u - теплові втрати, МДж/кмоль (підставляти в кДж/кмоль)

, (3.10)

, МДж/кмоль

Дійсний коефіцієнт молекулярної зміни суміші

, (3.11)

де м_о = 1,02 - 1,12 - теоретичний коефіцієнт молярної зміни

Рівняння згоряння для карбюраторних двигунів

(3.12)

де о_z - коефіцієнт використання теплоти (Додаток А);

U_c - внутрішня енергія одного кіло моля повітря при температурі Т_с в точці с, кДж/кмоль;

U_cґґ - внутрішня енергія одного кіло моля продуктів згоряння при температурі Т_с, кДж/кмоль.

Н_u - нижча теплотворна спроможність палива підставляти в кДж/кг

ДН_u - теплові втрати, підставляти в кДж/кмоль

Внутрішня енергія 1 моля свіжої суміші в кінці процесу стиснення, кДж/кмоль:

, (3.13)

де (мс_V)_с теплоємність свіжої суміші при температурі t_с, кДж/(кмоль * єС), що дорівнює теплоємності повітря (додаток А таблиці 9)

t_c - температура робочого тіла в кінці стиснення, єС.

t_с = (Т_с - 273), (3.14)

де Т_с - температура в кінці процесу стиснення.

t_с =(703,29-273)=430,29

Внутрішня енергія одного кіло моля продуктів згоряння, МДж/кмоль:

, (3.15)

де (мс_V)_сґґ- теплоємність продуктів згоряння в кінці процесу стиснення.

Теплоємність суміші дорівнює сумі теплоємності окремих компонентів продуктів згоряння множенням на їх об'ємні частки.

(3.16)

де r_co, r_co2, r_Н, r_н2о, r_N2 - прийнятий елементарний склад палива (Додаток А, таблиця 9)

Кількість продуктів згоряння, кмоль:

(3.17)

(3.18)

(3.19)

(3.20)

(3.21)

де К = 0,5 - співвідношення кількості водню до кількості оксид вуглецю

Внутрішня енергія продуктів згоряння, кДж/кмоль:

, (3.22)

, кДж/кмоль

Значення U_cґґ перевести в МДж/кмоль

Значення Т_z визначаємо графічним методом (Додаток А графік 1) Т_z 2500

Тиск в кінці згорання, МПа:

, (3.23)

де - ступінь підвищення тиску при згорянні

Дійсний тиск в кінці згоряння, МПа:

, (3.24)

Параметри процесу розширення

Тиск в кінці розширення, МПа:

(3.25)

де n₂ - показник політропи розширення для бензинових двигунів;

,, МПа

Температура в кінці розширення, К:

, (3.26)

де Т_z - тиск в кінці згоряння.

Ступінь попереднього розширення:

, (3.27)

де - ступінь підвищення тиску при згорянні (Додаток А);

Ступінь наступного розширення:

, (3.28)

Індикаторні показники

Середній індикаторний тиск розрахункового циклу, МПа:

(3.29)

де Р_с - тиск в кінці процесу стиснення;

е - ступінь стиснення;

- ступінь підвищення тиску при згорянні.

МПа

Середній індикаторний тиск з урахуванням діаграми, МПа:

, (3.30)

де ц - округлення діаграми

Індикаторний ККД:

, (3.31)

де Н_u - нижча теплотворна спроможність палива підставляти в МДж/кг

Кількість повітря, необхідне для повного згоряння палива, кг/м³:

(3.32)

де R = 287 Дж/(кг*К) - газова постійна повітря.

Щільність заряду на впуску, кг/кг:

(3.33)

Питома індикаторна витрата палива, кг/ кВт*год:

, (3.34)

де Н_u - нижча теплотворна спроможність палив;

з_і - індикаторний ККД.

Ефективні показники

Середній ефективний тиск, МПа:

, (3.35)

де Р_і - середній індикаторний тиск;

з_м - механічний ККД (Додаток А).

Ефективний ККД

(3.36)

де з_і - індикаторний ККД;

з_м - механічний ККД.

Питома ефективна витрата палива, кг/кВт*год:

, (3.37)

де з_м - механічний ККД.

Основні розміри двигуна

Визначення швидкості поршня, м/с:

, (3.38)

де S - хід поршня в метрах

n - частота обертання колінчатого валу

Приймаємо середню швидкість поршня с_n =15 м/с

Визначаємо хід поршня, м:

, (3.39)

де с_n - середня швидкість поршня;

n - частота обертання колінчастого валу.

Визначаємо діаметр циліндра, м:

, (3.40)

де N_e - ефективна потужність;

Р_е - середній ефективний тиск;

S - хід поршня;

n - частота обертання колінчастого валу;

І - число циліндрів.

Приймаємо D =76 мм

Уточнюємо хід поршня, мм:

, (3.41)

де К = 0,8 - 1,05 - коефіцієнт короткохідності двигуна;

Приймаємо S =76 мм

Визначаємо відношення ходу поршня до діаметра циліндра

(3.42)

Визначаємо робочий об?єм циліндрів, л:

, (3.43)

де і - число циліндрів двигуна;

D та S у формулу підставляють в мм.

Визначаємо потужність двигуна, кВт:

, (3.44)

Визначаємо площу поршня, см²:

, (3.45)

Літрова потужність, кВт/л:

, (3.46)

Крутний момент, Н* м:

, (3.47)

Годинна витрата палива, кг/год.:

, (3.48)

Таблиця 3.2 - Порівняльна характеристика двигуна - прототипу та двигуна, що проектується

Найменування параметрів	Тип двигуна (прототип)	Проектуємий
	Карбюраторний (інжекторний)
1	2	4
Тиск в кінці процесу наповнення Ра, МПа	0,08 - 0,095	0,086
Температура в кінці процесу наповнення Та, К	310 - 360	336,5
Тиск в кінці процесу стиснення Рс, МПа	1,4 - 2,6	1,58
Температура в кінці процесу стиснення Тс, К	650 - 850	703,29
Тиск в кінці процесу згоряння Рz, МПа	4,5 - 8,0	6,64
Температура в кінці процесу стиснення Тz, К	2500 - 2850	2500
Тиск в кінці процесу згоряння Рв, МПа	0,35 - 050	0,4
Температура в кінці процесу згоряння Тв, К	1200 - 1700	1562,5
Індикаторні показники
Середній індикаторний тиск Рі ,МПа	1,1 - 1,5	1,12
Індикаторний ККД	0,35 - 0,48	0,37
Питома індикаторна витрата палива gі, кг/ кВт*год	223 - 182	221
Середній ефективний тиск Ре, МПа	0,85 - 1,3	0,9
Ефективний ККД	0,23 - 0,35	0,3
Питома ефективна витрата палива gе, кг/кВт*год	355 - 235	276,3
Літрова потужність Nл, кВт/л	30 - 60	41,4

2.2 Компановка кривошипно - шатуннго механізму

Величина інерційних зусиль, що діють у двигуні , залежить від типу прийнятого КШМ його розмірів і співвідношення цих розмірів. У проектованому двигуні застосовуємо центральний кривошипно-шатунний механізм, який характеризується відношенням радіуса

кривошипа до довжини шатуна .

При зменшеній ( за рахунок збільшення L_ш ) відбувається зниження інерційних і нормальних сил, але при цьому збільшується висота двигуна і його маса. Враховуючи це при проектуванні двигуна знаходиться в межах (0,23…0,30). Для визначення мінімального значення розробляємо компановочну схему з таким розрахунком, щоб не допустити задівання шатуна за нижню кромку циліндра. Виконуємо наступним чином: на вертикальній осі циліндра наносимо центр колінчастого вала О, з якого радіусом R = S / 2 проводимо коло обертання центра шатунної шийки.

Далі користуючись конструктивними розмірами колінчастого вала з точки В ( центр кривошипа, що знаходиться в н.м.т.) радіусом r_ш.ш. проводимо коло шатунної шийки, із центра О радіусом r₁ проводимо коло обертання точки щоки .

(3.49)

Для визначення мінімально допустимого приближення нижньої кромки поршня до осі колінчатого вала проводимо лінію А-А на відстані 6…8 мм від точки С . Від лінії А-А вверх наносимо контур поршня , в тому числі і центр поршневого пальця ( точка А ) .

Заміряємо відстань між точками А і В по якій і визначаємо мінімальну довжину шатуна L_ш.міn. Нижня кромка гільзи циліндра знаходиться на 10…15 мм вище нижньої кромки поршня при його положенні в н.м.т. (лінія Е - Е).

По компановочній схемі уточнюємо довжину гільзи.

(3.50)

Значення = 0,26 використовуємо у динамічному розрахунку проектованого двигуна.

2.3 Динамічний розрахунок двигуна

Розрахунок до побудови теоретичної індикаторної діаграми

Таблиця 3.5 - Вихідні дані

D,мм	S,мм			n1	n2	Ро, МПа	Ра, МПа	Рс, МПа	Рz, МПа	Рв, МПа
76	76	8,8	0,95	1,34	1,22	0,1013	0,086	1,58	6,64	0,4

Приймаємо V_s = S =76 мм.

Визначаємо відрізок приведений до об'єму камери згоряння, мм:

, (3.51)

Визначаємо відрізок приведений в кінці згоряння, мм:

, (3.52)

Приймаємо масштаб по осі ординат 1МПа = 20мм

Визначаємо значення тиску в характерних точках циклу

атмосферний тиск

, (3.53)

, (3.54)

, (3.55)

, (3.56)

Визначаємо кути нахилу промінів до осі ординат

; (3.57)

; (3.58)

Для отримання достатньої кількості точок на політропах приймаємо tg = 20

Визначаємо площу діаграми, мм²:

Визначаємо площу діаграми графічним методом (підраховуємо кількість повних клітинок на міліметрівці, мм²)

Визначаємо середній індикаторний тиск, МПа

, (3.59)

де m - масштаб

Визначаємо неточність розрахунку теоретичного індикаторного тиску

% (3.60)

Висновок: в результаті розрахунку отримана неточність 0,86 % знаходиться в допустимих межах для даного типу двигуна.

Розрахунок до побудови діаграми сил

Приймаємо масштаб питомих сил по осі ординат 1МПа = 20 мм , а також масштаб кута обертання колінчастого вала по осі абсцис 30 = 20 мм.

Приймаємо відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна

(3.61)

Приймаємо л₁ = 0,26

Визначаємо радіус кривошипа, м:

, (3.62)

Визначаємо поправку Брикса:

(3.63)

Розрахунок до побудови діаграми сил інерції поступально - рухомих мас

Визначаємо кутову швидкість обертання колінчастого валу,с^-1:

(3.64)

Приймаємо відношення маси поступово рухомих деталей до площі поршня, кг/м²:

(3.65)

де G_пост - маси поступово рухомих деталей

А_п - площа поршня.

Визначаємо ординати діаграми сил інерції, МПа:

, (3.66)

Таблиця 3.6 - Визначення ординат питомих сил інерції

	Gпост / Ап кг/м2	2 , с-1	R , м	-10-6Gпост/ Ап2 R	cos cos	Рj , МПа	Рj , мм
0	110	560	0,038	-1,3	1,2600	-1,638	-32,76
30					0,9960	-1,29	-25,8
60					0,3700	-0,48	-9,62
90					-0,2600	0,338	6,76
120					-0,6300	0,82	16,2
150					-0,7360	0,957	19,13
180					-0,7400	0,96	19,24

Розрахунок до побудови діаграми питомих сумарних сил

Визначаємо ординати діаграми питомих підсумкових сил, МПа:

, (3.67)

Таблиця 3.7 - Визначення ординат питомих підсумкових сил

	Рг , мм	Рj , мм	Рс , МПа	Рс , мм
0	-2	-32,76	-1,74	-34,76
30	-2	-25,8	-1,39	-27,8
60	-2	-9,62	-0,58	-11,62
90	-2	6,76	0,24	4,76
120	-2	16,2	0,71	14,2
150	-2	19,13	0,85	17,13
180	-2	19,24	0,86	17,24
210	2	19,13	1,05	21,13
240	2	16,2	0,91	18,2
270	3	6,76	0,49	9,76
300	4	-9,62	-0,28	-5,62
330	16	-25,8	-0,49	-9,8
360	128	-32,76	4,76	95,24
390	64	-25,8	1,91	38,2
420	38	-9,62	1,41	28,38
450	20	6,76	1,33	26,76
480	11	16,2	1,36	27,2
510	8	19,13	1,35	27,13
540	4	19,24	1,16	23,24
570	2	19,13	1,05	21,13
600	2	16,2	0,91	18,2
630	2	6,76	0,44	8,76
660	2	-9,62	-0,38	-7,62
690	2	-25,8	-1,19	-23,8
720	2	-32,76	-1,54	-30,76

двигун прототип технічний

Розрахунок до побудови діаграми питомих тангенціальних сил

Ординати діаграми визначаються за формулою, МПа:

(3.68)

Таблиця 3.8 - Ординат діаграми тангенціальних сил

	Рс , мм	sin(/cos	Т , МПа	Т , мм
0	-34,76	0	0	0
30	-27,8	0,613	-0,852	-17,04
60	-11,62	0,981	-0,57	-11,40
90	4,76	1	0,238	4,76
120	14,2	0,751	0,533	10,66
150	17,13	0,387	0,331	6,63
180	17,24	0	0	0
210	21,13	-0,387	-0,408	-8,17
240	18,2	-0,751	-0,683	-13,66
270	9,76	-1	-0,488	-9,76
300	-5,62	-0,981	0,275	5,51
330	-9,8	-0,613	0,3	6
360	95,24	0	0	0
390	38,2	0,613	1,170	23,41
420	28,38	0,981	1,392	27,84
450	26,76	1	1,338	26,76
480	27,2	0,751	1,021	20,42
510	27,13	0,387	0,525	10,50
540	23,24	0	0	0
570	21,13	-0,387	-0,408	-8,17
600	18,2	-0,751	-0,683	-15,66
630	8,76	-1	-0,438	-8,76
660	-7,62	-0,981	0,373	7,47
690	-23,8	-0,613	0,729	14,59
720	-30,76	0	0	0

3. Розрахунок деталей і складальних одиниць

3.1 Характеристика складальної одиниці або деталі

Описати призначення, будову, принцип роботи та характеристику складальної одиниці або деталі

3.2 Розрахунок поршня

Розрахунок основних конструктивних співвідношень розмірів елементів поршня згідно рисунку 4.1

Рисунок 4.1 - Схема поршня

Товщина днища поршня, мм:

, (4.1)

де D - діаметр циліндру

Висота поршня, мм:

, (4.2)

Висота жарового поясу, мм:

, (4.3)

Товщина першої кільцевої перемички, мм:

(4.4)

Висота верхньої частини поршня, мм:

, (4.5)

Висота юбки поршня, мм:

, (4.6)

Внутрішній діаметр поршня, мм:

 (4.7)

Товщина стінки головки поршня, мм:

, (4.8)

Товщина стінки юбки поршня, мм

Приймаємо

Радіальна товщина кільця, мм:

компресійного

, (4.9)

оливоз'ємного

, (4.10)

Радіальний зазор кільця в канавці поршня. мм:

компресійного t = 0,70…0,95 t = 0,9

оливоз'ємного t = 0,9…1,1 t = 1

Висота кільця, мм:

а = 1,5…4 мм

Приймаємо а = 3

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

, (4.11)

Кількість оливоз'ємних отворів, n_м

n_м = 6…12.

Приймаємо n_м = 10

Діаметр масляного каналу, мм:

, (4.12)

Діаметр бобики, мм:

(4.13)

Відстань між торцями бобишок, мм:

, (4.14)

Зовнішній діаметр поршневого пальця, мм:

(4.15)

Внутрішній діаметр поршневого пальця, мм:

 (4.16)

Довжина пальця, мм:

- закріпленого

(4.17)

- плаваючого

(4.18)

Довжина головки шатуна, мм:

- при закріпленому пальці

(4.19)

- при плаваючому пальці

(4.20)

Розрахунок поршня на міцність

Вихідні дані: матеріал поршня Алюміньовий сплав; площа поршня А_п = 4534см² ; найбільша нормальна сила N_мах = 0,1*А_п*Р_z = 3010,5 МН при = 390 ; частота обертання n_х.х. = 5885 хв^-1, маса поршневої групи m_п = 1,84 кг, = 0,26, коефіцієнт лінійного розширення чавуну _п = 22 10^-6 1/К

Напруження стиснення у перетині Х - Х поршня, МПа:

(4.21)

де Р_zmax - максимальна стискаюча сила, МН

F_x-x - напруження стиснення в перерізі х - х

, (4.22)

Для розрахунку напруження стиску (д_ст) у перетині Х--Х, ослаблені дренажними масляними канавками, визначаємо

Діаметр поршня по дну канавок під поршневі кільця, мм²:

, (4.23)

Площа повздовжнього діаметрального перерізу масляного каналу оливоз'ємного кільця, мм

, (4.24)



Площа перерізу Х--Х, м²

, (4.25)

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

Для визначення напруження розриву (д_Р) в перерізі Х-Х від дії сили інерції поступально рухомих мас в режимі максимальної частоти обертання холостого ходу n_x.x=5885хв^-1 визначаємо силу інерції Р_j. Масу головки поршня з кільцями, що розташовані вище перерізу Х-Х, приймаємо: т_х-х=0,5т_n=0,92 кг.

Максимальна кутова швидкість холостого ходу двигуна, рад/с:

, (4.26)

Сила інерції зворотно - поступальних рухомих мас, МН:

, (4.27)

Напруження розриву у перерізі Х-Х, МПа:

, (4.28)

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

, (4.29)

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

, (4.30)

Діаметр головки поршня у холодному стані, мм

, (4.31)

Діаметр юбки поршня у холодному стані, мм

, (4.31)

Для визначення діаметральних зазорів у гарячому стані між стінкою циліндра і головкою поршня та між стінкою циліндра і юбкою поршня приймаємо наступне значення температури деталей: температура циліндра Т_ц = 388 К, температуру головки поршня Т_г = 593

К, температуру юбки поршня Т_ю = 413 К, початкову температуру циліндра і поршня Т_о = 293 К. Значення температур для двигунів з повітряним охолодженням приймаємо відповідно /5/ с. 262

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

, (4.32)

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

, (4.33)

3.3 Розрахунок шатунної групи

Розрахунок основних конструктивних співвідношень розмірів елементів шатуна згідно рисунку 4.2



Рисунок 4.2 - Розрахункова схема шатунної групи

Розрахунок основних конструктивних параметрів поршневої головки шатуна

Внутрішній діаметр поршневої головки, мм:

(4.34)

Зовнішній діаметр головки, мм:

(4.35)

Довжина головки шатуна, мм:

- при закріпленому пальці

(4.36)

- при плаваючому пальці

(4.37)

Мінімальна радіальна товщина стінки головки, мм:

(4.38)

Радіальна товщина стінки втулки, мм:

(4.39)

Розрахунок конструктивних розмірів кривошипної головки шатуна

Діаметр шатунної шийки, мм:

(4.40)

Товщина стінки вкладишу, мм:

- тонкостінного

, (4.41)



- товстостінного

, (4.42)

Відстань між шатунними болтами, мм:

, (4.43)

Довжина кривошипної головки, мм:

(4.44)

Розрахунок основних конструктивних параметрів стрижня шатуна

Розміри перерізу шатуна

Мінімальної висоти шатуна, мм:

(4.45)

Висоти шатуна

(4.46)

Ширини шатуна

(4.47)

Вибір ширини шатуна, мм:

Приймаємо

Розрахунок шатуна на міцність

Вихідні дані: маса шатунної групи m_ш= 3,16 кг, максимальна частота обертання колінчастого вала на холостому ходу n_х.х.мах = 5885 хв^-1 , матеріал шатуна - Сталь 45 Х, модуль пружності Е = 2,2 10⁵ МПа, _г = 1,0 10^-5 1/К.

Напруження на розрив в верхній головки шатуна, МПа:

(4.48)

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

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

(4.49)

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

(4.50)

Сила стискання, МН:

(4.51)

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

, (4.52)

де А_ст - площа поперечного перерізу стержня шатуна, м²

(4.53)

Напруження розтягу, МПа:

 (4.54)

Середнє напруження за цикл, МПа:

(4.55)

Амплітуда циклу, МПа:

(4.56)

Запас міцності стержня шатуна, МПа:

(4.57)

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

= 0,8 - коефіцієнт, що враховує вплив частоти обробки;

= 0,2 - коефіцієнт, який залежить від характеристики матеріалу.

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

3.4 Вибір матеріалу та обґрунтування вибору матеріалу

Для виготовлення деталей двигуна та його агрегатів використовується велика кількість різних якісних матеріалів.

Вибір матеріалу відбувається з урахуванням рівня його експлуатаційних властивостей, які забезпечують максимальну довговічність деталей, його ціни, технологічних параметрів.

При виборі матеріалів конструктор повинен дотримуватись таким вимогам до матеріалу:

матеріал повинен відповідати експлуатаційним вимогам, та мати опір до механічних, термічних та ін. навантажень;

володіти доброю обробкою різанням (при виготовленні заготовок штамповкою та під тиском);

Поршень -- АЛ1 ГОСТ 2685-75. Використання алюмінієвих сплавів для деталей та агрегатів двигунів має такі переваги:

зниження короблення деталей;

поліпшення тепловіддачі;

виготовлення важких по формі виливок з тонкими стінками (3-4);

зниження трудомісткості механічної обробки.

З метою забезпечення жаростійкості (для поршнів) використовують сплави важкого легування. Наприклад: сплави АЛ25 та АЛ30 в своєму складі мають кремній, марганець, магній, мідь, нікель, цинк;

АЛ7 та АЛ12 - алюміній мідь (4-11 % Cu); АЛ11- алюміній цинк (10-11 % Zn).

Шатун. Сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Сталі знаходять найбільш широке використання в двигунобудуванні і представленні великою кількістю марок. Вони класифікують по хімічному складу, способу виготовлення та використанню.

Найбільш важливою характеристикою сталі є механічні параметри та їх розподілення по січенню деталі.

Основний елемент який визначає механічні параметри машинобудівних сталей є здатність сприймати загартовування вуглецю - його вміст в них вимірюється від 0,05 до 0,65 %.

Сталі високоякісні по хімічному складу в основному леговані які виплавляються в електричних мартенівських печах. Вміст сірки та фосфору в них не перевищує 0,025 %, вони володіють підвищеною чистотою по неметалічному вмісту. Вміст вуглецю в них не більше 0,07 %.

Висновок до курсового проекту

При виконанні курсового проекту моєю головною метою був тепловий та динамічний розрахунок чотиритактного карбюраторного двигуна з рідинним охолодженням. Виходячи з вихідних даних я обрав двигун прототип ВАЗ-2105. Після теплового та динамічного розрахунку проектує мого двигуна я визначив що при діаметрі циліндра 69 мм. та ходу поршня 72 мм., номінальній частоті обертання КВ - 5650 об/хв. - 4 циліндровий двигун, розвиває потужність 47,5 кВт та крутний момент 88 Н* м . Порівнявши ці характеристики з двигуном прототипом у якого при діаметрі циліндра79 мм. та ходу поршня 66 мм., номінальній частоті обертання КВ - 3400 об/хв. - 4 циліндровий двигун, розвиває потужність 47,0 кВт., я можу зробити висновок що при меншому об'ємі циліндра та частоті обертання КВ двигун має більшу потужність на 0,5 кВт . Таким чином проаналізувавши курсовий проект я визначив що збільшення потужності проектованого двигуна сталося за рахунок підвищення ступеню від 8,5 до 10,1 саме тому двигун став більш економічним та потужним .

Список використаних джерел

1. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з дисципліни “Констуркція та динамика двигунів”, Херсон - 2010.

2. Автомобильные двигатели: Курсовое проектирование: учеб. пособие /М. Г. Шатров, И. В. Алексеев, С. Н. Богданов и др. ; под. ред. М. Г. Шатрова. - М.: Издательский центр “Академия”, 2011. - 256с.

3. Електронний підручник. Краткий автомобильный справочник. - 10 изд., перераб. и доп. - М.: Транспорт, 1985. - 220с., ил., табл. - (Гос. науч.-ислед. ин-т. автомоб. трансп.)

4. Краткий автомобильный справочник. Гос. НИИ автомоб. трансп. 8-е изд. перераб. и доп. - М. Транспорт,1979,- 464с. ил. табл.

5. Расчет автомобильных и тракторних двигателей: Учеб. пособие для вузов/ А. И. Колчин, В. П. Демидов. - 4е изд., стер. - М.: Высш.шк., 2008. - 469с.: ил.

6. Технология двигателестроения: Учебник/ А. Л. Карунин, О. А. Дащенко, В. И. Гладков и др.4 Под. ред.. А. И. Дащенко. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш.шк., 2006. - 468с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...