МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего

профессионального образования

Брянский государственный технический университет

Кафедра: «Автомобили и автомобильное хозяйство»

Дисциплина: «Автомобильные двигатели»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

(Прототип ВАЗ-2108)

Всего листов______

Руководитель к.т.н., доц.

Студент группы 04-АХ1

Брянск 2008

Содержание

Введение

1. Тепловой расчет двигателя

1.1 Выбор параметров к тепловому расчету

1.2 Расчет процесса наполнения

1.3 Расчет процесса сжатия

1.4 Расчет процесса сгорания

1.5 Расчет процесса расширения

1.6 Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя

1.7 Эффективные показатели основные размеры цилиндра и двигателя

1.8 Построение индикаторной диаграммы

2. Динамический расчет

2.1 Приведение масс кривошипно-шатунного механизма

2.2 Построение диаграммы удельных сил инерции

2.3 Удельные и полные силы инерции

2.4 Построение диаграммы изменения сил, действующих в КШМ

2.5 Построение полярной диаграммы сил, действующих на шатунную шейку

2.6 Построение диаграммы предполагаемого износа шатунной шейки

2.7 Расчет сил и моментов, действующих на коленчатый вал

3. Расчет деталей двигателя на прочность

3. Расчет деталей двигателя на прочность

3.1 Расчет поршня

3.2 Расчет поршневого пальца на прочность

3.3 Расчет шатуна на прочность

3.3.1 Расчет поршневой головки шатуна

3.3.2 Расчет кривошипной головки шатуна

3.3.3 Расчет стержня шатуна

3.3.4 Расчет шатунных болтов

3.4 Расчет коленчатого вала на прочность

3.4.1 Расчет коренной шейки

3.4.2 Расчет шатунной шейки

3.4.3 Расчет щеки

Приложения

Список использованной литературы

Введение

Основными направлениями развития двигателестроения являются повышение удельных мощностей за счет газотурбинного наддува и применение более высококалорийных топлив, повышение экономичности, надежности и ресурса двигателя, снижение металлоемкости.

Требование повышения мощности двигателя связано с повышением производительности труда, с ростом энерговооруженности средств производства. Так же в связи с непрерывным ростом сложности топлива и масла значимость параметров g_е и g_м также возрастает. Поэтому при создании двигателя следует стремиться к оптимальным расходам топлива и масла. Однако возможности снижения g_е и g_м связаны со схемой, быстроходностью и другими параметрами двигателя.

При оценке требований к новому двигателю и выборе значений, определяющих параметры, необходимо учитывать развитие существующих двигателей с учетом времени, необходимого на создание нового двигателя(5 7 лет) и срока его службы не менее 15 лет.

В представленном курсовом проекте приведен расчет 4-х тактного 4-х цилиндрового рядного бензинового двигателя, за прототип принят двигатель ВАЗ-2108.

1. Тепловой расчет двигателя

Исходные данные

Из двигателя - прототипа:

Двигатель 4-х тактный, бензиновый, рядный.

Число цилиндров: i = 4

Диаметр цилиндра: D = 0,076 м

Ход поршня: S = 0,071 м

Данные для расчета:

Степень сжатия: е = 8,8

Частота вращения коленчатого вала: n = 5700 об/мин.

Мощность: 80 л.с.

1.1 Выбор параметров к тепловому расчету

Параметры окружающей среды:

-Р0 = 0,1033 МПа;

-Т0 = 288 К;

-относительная влажность 70 %.

Коэффициент избытка воздуха б = 0,95

Средняя скорость поршня:

Параметры остаточных газов:

-Рг = 1,1810⁵ Па;

-Т_г = 1010 К;

-коэффициент остаточных газов г = 0,053.

Коэффициент использования тепла в точке Z для n = 5700 об/мин.:

-

Коэффициент скругления индикаторной диаграммы ц_д = 0,96

Механические потери в двигателе:

Элементарный состав топлива:

Н=0,145 кг/кмоль, С=0,855 кг/кмоль

Теплотворная способность топлива Hu=44000 кДж/кг топлива

Теплоемкости мольные (средние):

· воздуха:

· продуктов сгорания:

· смеси газов при сжатии:

Теоретически необходимое количества воздуха для сгорания 1 кг топлива:

1.2 Расчет процесса наполнения

Давление в конце наполнения:

где д-коэффициент гидравлических потерь (д=0,15).

Температура в конце наполнения:

где =15 К - подогрев заряда от стенок цилиндра,

=1,11 - коэффициент, учитывающий разницу в теплоёмкостях остаточных газов и свежей смеси.

Коэффициент наполнения:

где =1,05-коэффициент дозарядки.

Принятое значение г совпадает с расчётным. Для дальнейших расчетов принимаем г=0,053.

Давление в цилиндре в конце наполнения с учётом коэффициента дозарядки:

1.3 Расчет процесса сжатия

Показатель политропы сжатия определяется через показатель адиабаты сжатия , рассчитываемого по уравнению:

Подбором находим :

Давление и температура в конце процесса сжатия:

1.4 Расчет процесса сгорания

Действительно необходимое количество воздуха для сгорания топлива:

Теоретический коэффициент молекулярного изменения свежей смеси:

Действительный коэффициент молекулярного изменения

Температура газов в конце видимого сгорания:

Решая уравнение относительно Тz, определяем

где - коэффициенты использования теплоты в начале процесса сгорания,

- потери тепла от неполного сгорания топлива

Степень повышения давления

Максимальное давление сгорания

1.5 Расчет процесса расширения

Показатель политропы расширения n₂ находим по показателю адиабаты расширения К₂, для которого известно уравнение:

Давление и температура в конце расширения

1.6 Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя.

Среднее теоретическое и действительное индикаторное давление:

где -коэффициент скругления индикаторной диаграммы

Индикаторный КПД

Индикаторный удельный расход топлива

1.7 Эффективные показатели основные размеры цилиндра и двигателя

Среднее эффективное давление

Механический КПД двигателя

Эффективный КПД и эффективный расход топлива

Литраж двигателя

где Ne=80л.с=58,8кВт по заданию.

Рабочий объем цилиндра

Диаметр и ход поршня принимаем из условия S/D=0,934

Окончательно принимаем D = 78 мм, S = 78•0,934 = 73 мм.

По окончательно принятым значениям D и S определяются основные параметры и показатели двигателя:

· Литраж двигателя:

· Площадь поршня:

· Мощность двигателя при принятых размерах цилиндра:

Погрешность мощности:

· Литровая мощность двигателя:

1.8 Построение индикаторной диаграммы

Исходные данные к построению диаграммы:

Степень сжатия

Показатель политропы сжатия

Показатель политропы расширения

Давление в конце впуска

Давление в конце сжатия

Давление сгорания

Давление в конце расширения

Принимаем:

Масштаб

Составляем таблицу ординат линий сжатия и расширения

Значение величин	Коэффициент доли рабочего объема
	0,01	0,02	0,04	0,08	0,16	0,32	0,58	0,82	1
	16,17	17,34	19,68	24,36	33,72	52,44	82,86	110,94	132
	14,74	13,44	11,37	8,58	5,59	3,12	1,70	1,16	0,92
	16,17	17,34	19,68	24,36	33,72	52,44	82,86	110,94	132,00
	64,39	59,01	50,37	38,58	25,70	14,80	8,35	5,80	4,67

;

;

Теперь наносим на координатное поле все характерные точки, затем наносим по табличным данным точки линий сжатия и расширения. Соединяем точки плавными линиями в нужной последовательности. В результате получается индикаторная диаграмма.

2. Динамический расчет

2.1 Приведение масс кривошипно-шатунного механизма

Определяем площадь поршня

Масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава

)

Масса шатуна ()

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов

Массы, совершающие возвратно-поступательные движения:

Массы совершающие вращательное движение:

2.2 Построение диаграммы удельных сил инерции

1) Определение удельных сил инерции:

а) в ВМТ

б) в НМТ:

в) в точке Е:

Построение диаграммы удельных сил инерции производят методом Толе.

2.3 Удельные и полные силы инерции

1)Удельная сила инерции поступательно движущихся масс

где - поступательно движущаяся масса

F= - площадь поршня

R=0,0365м - радиус кривошипа

2) Силы инерции вращающихся масс

3) Силы инерции вращающихся масс шатуна

2.4 Построение диаграммы изменения сил, действующих в КШМ

После построения индикаторной диаграммы и диаграммы удельных сил инерции строят диаграмму изменения сил, действующих в КШМ. Для этого индикаторную диаграмму «разворачивают» по методу Брикса, получая развернутую индикаторную диаграмму. Данный метод заключается в следующем: под индикаторной диаграммой проводят горизонтальную прямую АВ, равную ходу поршя. Из середины отрезка АВ проводят окружность радиуса АО=(132-15)/2=58,5мм на расстоянии получают центр О1, из которого проводят лучи до пересечения с окружностью через углы .Из точек пересечения лучей с окружностью восстанавливают перпендикуляры к АВ, продолжая их до пересечения с индикаторной диаграммой. Точки пересечения перпендикуляров с соответствующими кривыми давления дают значения давления при соответствующих углах поворота кривошипа. Полная сила, действующая на поршень включает силу давления газов и силу инерции , определяют аналитически .

Найденное значение для каждого угла поворота КВ сносим в табл.2.1.

Затем соединяем плавной кривой полученные точки, определяющие искомую диаграмму.

По найденным значениям для каждого угла поворота КВ определяют все остальные силовые факторы, действующие в КШМ:

- удельная нормальная сила:

- удельная сила, действующая вдоль шатуна:

- удельная сила, действующая по радиусу кривошипа:

-удельная тангенциальная сила:

значения ,,,

Значения всех расчетов сводим в табл.2.1 . Графики зависимости представлены на лист 1.

Диаграмма одновременно в соответствующем масштабе является диаграммой крутящего момента создаваемого 1 цилиндром.

Для определения крутящего момента строим диаграмму суммарной силы .

Таблица 2.1

а, град	Рг,Н	Рj,Н	Рсум,Н	N, Н	Рш, Н	Z, Н	Т, Н
0	0	-11174,3	-11174,3	0	-11174,3	-11174,3	0,00
30	-52,2	-8799,9	-8852,1	-1219,73	-8935,74	-7056,28	-5482,37
60	-52,2	-3190,25	-3242,45	-788,963	-3337,06	-937,963	-3202,53
90	-52,2	2396,9	2344,7	665,3781	2437,283	-665,378	2344,70
120	-52,2	5587,15	5534,95	1346,782	5696,446	-3933,82	4120,02
150	-52,2	6403,001	6350,801	875,075	6410,806	-5937,49	2417,56
180	-52,2	6380,5	6328,3	0	6328,3	-6328,3	0,00
210	-52,2	6403,001	6350,801	-875,075	6410,806	-5937,49	-2417,56
240	118	5587,15	5705,15	-1388,2	5871,612	-4054,79	-4246,71
270	235	2396,9	2631,9	-746,88	2735,823	-746,88	-2631,90
300	1175	-3190,25	-2015,25	490,3571	-2074,05	-582,963	1990,44
330	3525	-8799,9	-5274,9	726,8271	-5324,74	-4204,79	3266,90
360	8460	-11174,3	-2714,3	0	-2714,3	-2714,3	0,00
370	33797	-10896,4	22900,64	1086,849	22926,42	22364	5046,99
390	18095	-8799,9	9295,099	1280,769	9382,922	7409,407	5756,73
420	6815	-3190,25	3624,75	881,9858	3730,511	1048,553	3580,12
450	3525	2396,9	5921,9	1680,515	6155,731	-1680,51	5921,90
480	2350	5587,15	7937,15	1931,293	8168,736	-5641,12	5908,13
510	1880	6403,001	8283,001	1141,312	8361,262	-7743,95	3153,10
540	940	6380,5	7320,5	0	7320,5	-7320,5	0,00
570	118	6403,001	6521,001	-898,527	6582,614	-6096,62	-2482,35
600	69,1	5587,15	5656,25	-1376,3	5821,285	-4020,03	-4210,31
630	69,1	2396,9	2466	-699,801	2563,372	-699,801	-2466,00
660	69,1	-3190,25	-3121,15	759,4482	-3212,22	-902,874	3082,72
690	69,1	-8799,9	-8730,8	1203,015	-8813,29	-6959,59	5407,24
720	0	-11174,3	-11174,3	0	-11174,3	-11174,3	0,00

Из этого графика получаем средний крутящий момент:

По среднему крутящему моменту определим мощность и сравним ее с результатом теплового расчета

Ошибка находится в пределах нормы.

2.5 Построение полярной диаграммы сил, действующих на шатунную шейку

На шатунную шейку воздействуют силы, вызванные давлением газов и силой инерции поступательно движущихся масс, а так же силой инерции вращающихся масс шатуна. Для проведения расчета результирующей силы, действующей на шатунную шейку двигателя, составляем таблицу (табл.1)

Суммарная сила, действующая на шатунную шейку, находится по формуле:

Результирующая сила , действующая на шатунную шейку, подсчитывается графическим сложением векторов сил T и Z при построении полярной диаграммы. При построении предполагается, что шейка неподвижна, а ось цилиндра вращается вокруг нее. Для построения выбираем полюс диаграммы (т.О) и проводим систему координат T-Z, причем плюсовая координата Т - вправо, Z - вниз. Для заданного угла поворота коленчатого вала из табл.2.1 откладываем по соответствующим осям в принятом масштабе значение сил T и Z.Масштаб диаграммы

Строим центр на расстоянии:

Плавная кривая, последовательно проходящая через полученные точки, является полярной диаграммой сил, действующих на шатунную шейку. Диаграмма нагрузки на шатунную шейку в прямоугольных координатах представлена в приложении 1.

2.6 Построение диаграммы предполагаемого износа шатунной шейки

На основании имеющейся полярной диаграммы нагрузок, действующих на шейку, можно построить диаграмму предполагаемого износа шатунной шейки. Принимают следующие допущения:

- износ шейки прямо пропорционален действующей силе;

-действие силы распространяется от точки ее приложения по дуге в 60?, в обе стороны по поверхности шейки.

Способ построения состоит в следующем: в т.О проводят окружность произвольного радиуса и делят ее на равные части. Из т.А окружности откладывают отрезок и т.д. От каждой точки А1,А2…Аn (n=24) в обе стороны по поверхности шейки откладываем угол 60?. Затем строят новую окружность и делят ее на такое же количество частей и в определенном масштабе в направлении к центру окружности откладывают суммарную толщину полос; соединяя полученные точки определяем диаграмму предполагаемого износа шейки.

Вид предполагаемого износа представлен на листе 1, а его построение и приложении 2; при этом на диаметральных линиях диаграммы указаны суммарные толщины.

Полученная диаграмма дает возможность определить положение масляного отверстия - самое не нагруженное место шейки. Для нашего расчета .

2.7 Расчет сил и моментов, действующих на коленчатый вал

Кривошип коленчатого вала многоцилиндрового двигателя нагружен силами и крутящими моментами, который включает две составляющие: момент, обусловленный силой Т данного цилиндра и момент от предыдущих цилиндров. Коленчатый вал рассчитываемого двигателя - полноопорный с кривошимами расположенными под углом . Порядок работы цилиндров 1-3-4-2. Схема коленчатого вала представлена на рис. 2.1.

Рис. 2.1 Схема коленчатого вала

Для наглядного представления о совместной работе цилиндров строят диаграмму совместной работы цилиндров, которая представляет собой ряд чередующихся циклов работы каждого цилиндра в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

Диаграмма совместной работы цилиндров.

0? 180? 360? 540? 720?

1	ВП	СЖ	Р. ХОД	ВЫП	0?
2	СЖ	Р. ХОД	ВЫП	ВП	180?
3	ВЫП	ВП	СЖ	Р. ХОД	540?
4	Р. ХОД	ВЫП	ВП	СЖ	360?

Построенная диаграмма позволяет определить угол поворота любого кривошипа при положении первого кривошипа в 0?, см. последний столбец.

Через шейки коленчатого вала от первого до последнего цилиндра передается крутящий момент свой от каждого цилиндра. Следовательно, в любой момент времени крутящий момент на каждой шейке оказывается различным. Для выполнения расчетов на прочность и оценки крутящего момента на каждой шейке, строят таблицу набегающих моментов.

Таблица набегающих моментов показывает изменение крутящего момента на каждой шейке коленчатого вала по мере перемещения от первой до последней шейки в зависимости от угла поворота. Последний столбец таблицы представляет собой изменение полного (суммарного) момента на выходе из двигателя. Моменты на промежуточных шейках отличается от полного, как по величине, так и по направлению.

Изменение набегающих моментов представлено в табл. 2.3. и 2.4.

Таблица 2.3

Таблица набегающих моментов на шатунные шейки (Н)

б	Т1	Т2/2	Т1+Т2/2	Т3/2	Т1+Т2+ +Т3/2	Т4/2	Т1+Т2+ +Т3+Т4/2
0	0	0	0	0	0	0	0
30	-5987,03	-1208,78	-7195,81	-1241,18	-9141,11	2878,36	-7503,92
60	-3415,89	-2123,35	-5539,25	-2105,15	-9554,39	1790,06	-9869,48
90	2699,58	-1315,95	1383,63	-1233,00	-1520,20	2960,95	207,75
120	4589,564	995,22	5584,78	1541,36	7651,81	2954,06	12147,24
150	2655,324	1633,45	4288,77	2703,62	8388,09	1576,55	12668,25
180	0	0	0	0	0	0	0
210	-2655,32	2878,36	223,04	-2741,18	597,98	-1241,18	-3384,38
240	-4589,56	1790,06	-2799,50	-1601,26	-2267,85	-2105,15	-5974,27
270	-3123,1	2960,95	-162,15	1172,35	4462,35	-1233,00	4401,70
300	2382,19	2954,06	5336,25	2060,01	9958,57	1541,36	13559,94
330	3563,926	1576,55	5140,47	1208,78	7628,78	2703,62	11541,18
360	0	0	0	0	0	0	0
390	6090,79	-1241,18	4849,61	-1208,78	2065,59	-2741,18	-1884,37
420	3544,457	-2105,15	1439,30	-2123,35	-2753,54	-1601,26	-6478,16
450	6514,3	-1233,00	5281,30	-1315,95	2139,95	1172,35	1996,35
480	6506,032	1541,36	8047,39	995,22	9986,06	2060,01	13041,29
510	3350,385	2703,62	6054,01	1633,45	10193,79	1208,78	13036,02
540	0	0	0	0	0	0	0
570	-2770,04	-2741,18	-5511,22	2878,36	-5086,36	-1208,78	-3416,77
600	-4657,29	-1601,26	-6258,55	1790,06	-5622,77	-2123,35	-5956,07
630	-2790	1172,35	-1617,65	2960,95	2839,65	-1315,95	4484,65
660	3327,005	2060,01	5387,01	2954,06	10156,80	995,22	14106,08
690	5931,423	1208,78	7140,20	1576,55	9401,35	1633,45	12611,35
720	0	0	0	0	0	0	0

Таблица 2.4

Таблица набегающих моментов на коренные шейки (Н)

б	Т1	Т2	Т1+Т2	Т3	Т1+Т2+Т3	Т4	Т1+...+Т4
0	0	0	0	0	0	0	0
30	-5482,37	-2417,56	-7899,93	-2482,35	-10382,28	5756,73	-4625,56
60	-3202,53	-4246,71	-7449,23	-4210,31	-11659,54	3580,12	-8079,42
90	2344,70	-2631,90	-287,20	-2466,00	-2753,20	5921,90	3168,70
120	4120,02	1990,44	6110,45	3082,72	9193,17	5908,13	15101,30
150	2417,56	3266,90	5684,46	5407,24	11091,71	3153,10	14244,80
180	0	0	0	0	0	0	0
210	-2417,56	5756,73	3339,16	-5482,37	-2143,20	-2482,35	-4625,56
240	-4246,71	3580,12	-666,59	-3202,53	-3869,11	-4210,31	-8079,42
270	-2631,90	5921,90	3290,00	2344,70	5634,70	-2466,00	3168,70
300	1990,44	5908,13	7898,56	4120,02	12018,58	3082,72	15101,30
330	3266,90	3153,10	6420,00	2417,56	8837,56	5407,24	14244,80
360	0	0	0	0	0	0	0
390	5756,73	-2482,35	3274,37	-2417,56	856,81	-5482,37	-4625,56
420	3580,12	-4210,31	-630,19	-4246,71	-4876,90	-3202,53	-8079,42
450	5921,90	-2466,00	3455,90	-2631,90	824,00	2344,70	3168,70
480	5908,13	3082,72	8990,85	1990,44	10981,28	4120,02	15101,30
510	3153,10	5407,24	8560,34	3266,90	11827,24	2417,56	14244,80
540	0	0	0	0	0	0	0
570	-2482,35	-5482,37	-7964,72	5756,73	-2207,99	-2417,56	-4625,56
600	-4210,31	-3202,53	-7412,83	3580,12	-3832,72	-4246,71	-8079,42
630	-2466,00	2344,70	-121,30	5921,90	5800,60	-2631,90	3168,70
660	3082,72	4120,02	7202,74	5908,13	13110,86	1990,44	15101,30
690	5407,24	2417,56	7824,81	3153,10	10977,90	3266,90	14244,80
720	0	0	0	0	0	0	0

3. Расчет деталей двигателя на прочность

3.1 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 порш-невому пальцу.Материал поршня - алюминиевый сплав.

Исходные данные:

Толщина днища поршня =7мм

Высота поршня Н=(0,9…1,3)D=80мм

Высота юбки поршня h_ю=56мм

Толщина стенки головки поршня S=(0,05…0,1)D=8мм

Величина верхней кольцевой перемычки h_n=3,2мм

Число масляных канавок в поршне n_м=8

Диаметр масляных канавок d_м =0,9мм

Наружный диаметр пальца d_n=(0,25…0,3)D =22мм

Длина втулки шатуна l_ш=27мм

Длина пальца l_n=68мм

Расстояние между торцами бобышек в=31мм

Рис.3.1 Расчетная схема поршня

Напряжения возникающие по контуру заделки

,

где t - радиальный зазор маслосъемного кольца (t = 1 мм);

?t - радиальный зазор компрессионного кольца (?t = 0,8 мм).



Напряжения в центре днища

Рассчитаем сечение Х-Х

Напряжения сжатия

Напряжение разрыва в сечении Х-Х

Напряжения в верхней кольцевой перемычке.

а) среза

б) изгиба

в) суммарное

Удельное давление на стенку цилиндра

3.2 Расчет поршневого пальца на прочность

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 пальца - Ст15Х ГОСТ 4543-71

Исходные данные:

Наружный диаметр пальца d_n=22мм

Внутренний диаметр пальца d_в=14мм

Длина пальца l_п=68мм

Длина втулки шатуна l _ш=27мм

Расстояние между торцами бобышек b=31мм



Рис.3.2 Расчетная схема поршневого пальца

а- распределение нагрузки, б- эпюры напряжений

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

- газовая:

-инерционная:

-расчетная:

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

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

Удельное давление пальца на бобышки

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна.

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

Напряжение овализации на внешней поверхности кольца в горизонтальной плоскости (т.1 =0)

В вертикальной плоскости (т.3, )

Напряжение овализации на внутренней поверхности кольца в горизонтальной плоскости (т.2, )

В вертикальной плоскости (т.4, )

Наибольшие напряжения овализации возникают на внутренней поверх-ности кольца в горизонтальной плоскости. Они не должны превышать 300-350 МПа.

Условие выполняется.

3.3 Расчет шатуна на прочность

Шатун подвергается воздействию знакопеременных газовых и инерци-онных сил. Помимо напряжения сжатия в стержне шатуна возникают напря-жения изгиба и растяжения.

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

Необходимо также учитывать одно из основных требований к конст-рукции шатуна - получение минимальной массы при необходимой прочно-сти и надежности.

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

Материал шатуна: Ст 45Г2 ГОСТ 4543-71

3.3.1 Расчет поршневой головки шатуна

Исходные данные:

Масса поршневой группы m_п=0,478кг

Масса шатунной группы m_ш=0,717кг

Частота вращения n=6270 об/мин

Ход поршня S=0,073м

Площадь поршня F_п=0,0048м²

Диаметр верхней головки шатуна:

Наружный d_г=31,6мм

Внутренний d=24,6мм

Радиальная толщина стенки головки

Для стали 45Г2 имеем:

Предел прочности

Предел усталости при изгибе

Предел текучести

Расширение-сжатие

Коэффициент приведения цикла при изгибе _у=0,25

Коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии _у=0,12

При изгибе:

При растяжении-сжатии:



Рис.3.3 Расчетная схема шатунной группы

Расчет сечения I-I

Максимальное напряжение пульсирующего цикла

Среднее напряжение и амплитуда напряжения

- эффективный коэффициент концентрации напряжений

_м=0,86 - масштабный коэффициент

_n=0,82-коэффициент поверхностной чувствительности (чистое обтачивание внутренней поверхности головки)

то запас прочности в сечении I-I определяем по пределу усталости

Напряжения от запрессованной втулки:

Суммарный натяг

где = 0,04 - натяг посадки бронзовой втулки;

-температурный натяг;

- средний подогрев головки и втулки.

удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой

где - коэффициент Пуассона;

напряжения от суммарного натяга на внешней поверхности головки

напряжения от суммарного натяга на внутренней поверхности головки



Рис.3.4 Расчетная схема головки шатуна

а- при растяжении; б- при сжатии

Расчет на усталостную прочность сечения перехода головки шатуна в стержень.

-Максимальная сила, растягивающая головку

-Нормальная сила и изгибающий момент в верхней части шатуна ц_шз=110- угол заделки головки

-Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы

-Напряжения на внешнем волокне от растягивающей силы

-Суммарная сила, сжимающая головку

-Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы.

-Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы

Максимальное и минимальное напряжение асимметричного цикла

-Среднее напряжение и амплитуда напряжений

то запас прочности в сечении перехода головки шатуна в стержень определяем по пределу текучести

3.3.2 Расчет кривошипной головки шатуна

Исходные данные

Масса шатунной группы: m_ш = 0,717 кг

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца m_шп = 0,197 кг

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа m_шк = 0,52 кг

Масса крышки кривошипной головки m_кр ?0,25m_ш?0,179 кг

Диаметр шатунной шейки d_шш = 54мм

Толщина стенки вкладыша t_b = 1,5 мм

Расстояние между шатунными болтами с_б = 68 мм

Длина кривошипной головки l_k = 28 мм

Максимальная сила инерции

Момент сопротивления расчетного сечения:

Момент инерции вкладыша и крышки

Напряжения изгиба крышки и вкладыша.

3.3.3 Расчет стержня шатуна

Длина шатуна: l_ш = 134 мм

Размеры сечения шатуна: b_ш=16 мм, a_ш=3,4 мм, t_ш=3,5 мм, h_ш=25 мм

Внутренний диаметр головки d₁ =57мм

Из динамического расчета имеем:

Площадь и момент инерции расчетного сечения В - В

Максимальное напряжение от сжимающей силы в плоскости качания шатуна

В плоскости перпендикулярной плоскости качания шатуна

L₁ - длина стержня шатуна между расточками верхней и нижней головок шатуна.

L₀- расстояние между осями головок шатуна.

Минимальное напряжение осей растягивающей силы

Средние напряжения и амплитуды цикла:

где - эффективный коэффициент концентрации напряжений; т.к. и

запас прочности в сечении определяется по пределу усталости

3.3.4 Расчет шатунных болтов

Из расчета кривошипной головки шатуна имеем: максимальная сила инерции, растягивающая кривошипную головку и шатунный болт

P_jp=0,019МH

Принимаем:

номинальный диаметр болта d=11 мм

шаг резьбы t=1 мм

количество болтов i_б=2

материал болта Сталь 40Х ГОСТ4543 - 71

Для указанной стали имеем: у_в = 1000 МПа

у_т = 900 МПа

у_-1р = 330 МПа

б_у = 0,16

Сила предварительной затяжки

Суммарная сила, растягивающая болт

, Н

где х = 0,2 - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения

Максимальное и минимальное напряжение, возникающее в болту.

Среднее напряжение и амплитуда цикла

т.к. ,

то запас прочности определяется по пределу усталости

3.4 Расчет коленчатого вала на прочность

Коленчатый вал - наиболее сложная в конструктивном отношении и наиболее напряженная деталь двигателя, воспринимающая периодические нагрузки от сил давления газов, сил инерции и их моментов.

Исходные данные:

Радиус кривошипа R=36,5мм

Наружный диаметр коренной шейки

Длина коренной шейки

Наружный диаметр шатунной шейки

Длина шатунной шейки

Ширина щеки в расчетном сечении А-А

Толщина щеки

Радиус галтелей

Для стали 50Г имеем:

Предел прочности

Предел усталости при изгибе

Предел текучести ,

Расширение-сжатие

Предел усталости при кручении

Коэффициент приведения цикла при изгибе _у=0,18

Коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии _у=0,14

Коэффициент приведения цикла при кручении

Рис.3.6 Расчетная схема коленчатого вала

При изгибе:

При растяжении-сжатии:

При кручении:

3.4.1 Расчет коренной шейки

Момент сопротивления коренной шейки кручению

Максимальное и минимальное касательное напряжения знакоперемен-ного цикла для наиболее нагруженной 3-й коренной шейки: (см. табл.2.4)

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

-

коэффициент концентрации напряжений

-коэффициент поверхностной чувствительности

- масштабный коэффициент

q=0,71- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений

то запас прочности коренной шейки определяют по пределу усталости:

С учетом коэффициента динамического усиления , получим:

3.4.2 Расчет шатунной шейки

Момент сопротивления кручению шатунной шейки

Максимальное и минимальное касательное напряжения знакоперемен-ного цикла для наиболее нагруженной 4-й шатунной шейки (см. табл.2.3)

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

- коэффициент концентрации напряжений

-коэффициент поверхностной чувствительности

- масштабный коэффициент

q=0,71- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений

то запас прочности коренной шейки определяют по пределу усталости:

Моменты, изгибающие шатунную шейку однопролётного коленчатого вала в плоскости, перпендикулярной плоскости кривошипа:

где

Масляное отверстие на шатунной шейке целесообразно сделать под углом к горизонтальной плоскости (цм=45?)

расчет моментов приведен в табл.3.1

Таблица 3.1

ц	МТ	Мz	Мцм
0	0,00	-379,93	-268,76
30	-186,40	-239,91	-301,46
60	-108,89	-31,89	-99,52
90	79,72	-22,62	40,34
120	140,08	-133,75	4,40
150	82,20	-201,87	-84,70
180	0,00	-215,16	-152,20
210	-82,20	-201,87	-200,90
240	-144,39	-137,86	-199,58
270	-89,48	-25,39	-81,21
300	67,67	-19,82	33,81
330	111,07	-142,96	-22,62
360	0,00	-92,29	-65,28
390	133,61	592,05	513,25
420	195,73	251,92	316,55
450	121,72	35,65	111,26
480	201,34	-57,14	101,90
510	200,88	-191,80	6,31
540	107,21	-263,29	-110,48
570	0,00	-248,90	-176,07
600	-84,40	-207,28	-206,29
630	-143,15	-136,68	-197,87
660	-83,84	-23,79	-76,09
690	104,81	-30,70	52,37
720	183,85	-236,63	-37,44
min			-301,46
max			513,25

Максимальные и минимальные нормальные напряжения ассиметрич-ного цикла в шатунной шейке:

где

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

- коэффициент концентрации напряжений

- коэффициент поверхностной чувствительности

- масштабный коэффициент

q=0,71- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений

Запас прочности шатунной шейки от нормальных напряжений определяется по пределу усталости (при):

Общий запас прочности шатунной шейки:

С учетом коэффициента динамического усиления , получим:

3.4.3 Расчет щеки

Проверка необходимости расчета щеки, если выполняется условие:

,

то проводить проверочный расчет щеки нет необходимости:

,

58 > 42,3 , значит нет необходимости производить расчет щек на прочность.

Список использованной литературы

1. Воробьев В.И. Автомобильные двигатели. Расчет и конструирование автомобильного двигателя. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов дневной формы обучения специальности 1505 «Автомобили и автомобильное хозяйство»- Брянск БИТМ - 1990 - 42 с.

2. Колчин А.И. Демидов В.П. Расчет автотракторных двигателей. М, «Высшая школа» 1979, 345 с.

3. Ховак М.С. Маслов Т.С. Автомобильные двигатели изд. 2-е пер. и доп. М «Машиностроение», 1971, 4456 с.