Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство сельского хозяйства РФ

ФГБОУ ВПО «Самарская государственная сельскохозяйственная академия»

Курсовая работа

по дисциплине «Автомобили»

Расчет двигателя автомобиля

Выполнил: студент И-4-1

Хакимов Р.Г.

Проверил: доцент, к.т.н.

Володько О.С.

Кинель 2011

1. Расчет необходимой номинальной мощности д.в.с. автомобиля

двигатель мощность тепловой баланс

Ширина автомобиля B=1,7м;

Высота автомобиля H=1,5м;

Коэффициент сопротивления воздуха k=0,347

Максимальная скорость движения автомобиля

Полная масса автомобиля ma=1555кг;

Отношение частоты вращения коленчатого валя двигателя при максимальной скорости и максимальной мощности.

К.П.Д. трансмиссии =0,9;

Коэффициент сопротивления дороги f=0,028;

Величина лобовой площади автомобиля определяется по формуле:

Мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления дороги, рассчитывается по формуле:

Мощность затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха, рассчитывается по формуле:

Мощность двигателя, необходимая для обеспечения максимальной скорости движения автомобиля, определяется по формуле:



Для бензинового двигателя максимальная мощность двигателя подсчитывается по формуле Лейдермина:

Здесь a=b=c=1 постоянные коэффициенты для бензиновых двигателей.

2. Расчёт рабочего цикла двигателя

Исходные данные:

Прототип - ВАЗ-2111;

Ход поршня S=71

Диаметр поршня D= 82

Степень сжатия 9,9

2.1 Процесс впуска

В двигателях без наддува воздух в цилиндры поступает из атмосферы, и при расчете рабочего цикла давление окружающей среды принимают равным а температура .Температуру остаточных газов Тr =900 К; температуру подогрева свежего заряда ?T=15 К.

Для автотракторных двигателей без наддува и с наддувом давление остаточных газов:

Pr=(1.05…1.25)Po=0,105МПа;

Потери давления на впуске:

?Рa=(0,05…0.20)Р0=0,20*0,1=0,02МПа;

Давление в конце пуска:

Pа=Р0 - ?Pа=0,1 - 0,02 = 0,08 МПа;

Температура подогрева заряда ?T=15K;

Коэффициент остаточных газов:



Теперь можно определить температуру в конце впуска:

2.2 Процесс сжатия

Средний показатель политропы сжатия:

Расчет давления Рс и температуры Тс в конце сжатия проводят по уравнениям политропического процесса:

2.3 Процесс сгорания

Теоретически необходимое количества воздуха для полного сгорания 1кг топлива определяется по формуле:

Где 0,23 и 0,21- соответственно значения массового и объемного содержания кислорода в 1кг воздуха; -масса 1 кмоля воздуха;

С,Н,ОТ- соответственно массовые доли углерода, водорода и кислорода, содержащихся в топливе. Действительное количество воздуха, поступившее в цилиндр:

где б- коэффициент избытка воздуха.

Количество остаточных газов в цилиндре двигателя равно:

Число киломолей продуктов сгорания 1кг жидкого топлива в (кмоль/кг):

Действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси характеризует изменение объема газов при сгорании и равен:

Температура в конце сгорания определяется из уравнения сгорания, которое имеет вид:

Где о=0,9-коэффициент использования тепла;

Qн=43500кДж/кг- низкая теплопроводная способность топлива;

- потеря части теплопроводности из-за химической неполноты соединения;

Средние молекулярные теплоемкости в кДж/кмоль подсчитываются по следующим формулам. Для свежего заряда:

Для продуктов сгорания:

Определив числовые значения всех параметров, уравнение сгорания приводят к квадратному уравнению:

Из этого уравнения определяется значение температуры в конце сгорания:

Давление в конце сгорания определяется по формуле:



2.4 Процесс расширения

Показатели политропы расширения для современных автотракторных двигателей определяется по формуле:

Значения давления и температуры газов в конце процесса расширения рассчитывают по уравнениям политропического процесса:

Для теплового расчета и правильности выбора параметров процесса выпуска используется формула Мазинга:

Отличие от ранее принятой температуры Tr=900К составил 4.5%, что менее 15%, следовательно, корректировать расчет не требуется.

2.5 Определение среднего индикаторного давления

Величина среднего теоретического индикаторного давления подсчитывается аналитическим путём на основании формулы:

Действительное среднее индикаторное давление определяется из уравнения:

Рi=P'i*х-?Pi

P_i=1,3*0.97-0.025=1,23МПа

где н-коэффициент полноты индикаторной диаграммы (н=0,97); P_i-потери индикаторного давления на выполнение вспомогательных ходов.

? P_i= P_r- P_а =0.105-0.08=0,025 Мпа

2.6 Определение основных размеров двигателя и показателей его топливной экономичности

Определим скорость поршня:

Сn=S*n/30000=(71*5600)/30000=13.25 м/с

Среднее давление механических потерь в двигателе определяется по следующему выражению:

Для двигателей с искровым зажиганием:

При S/D>1 P_м=0,05+0,0155C_n МПа,

При S/D<1 P_м=0,04+0,0135C_n МПа

где C_n-скорость поршня при номинальной мощности.

В моём случае S/D<1 ,следовательно, Рм=0,04+0,0135*13,25 =0,21 МПа

Среднее эффективное давление :

Р_е= Р_i - Р_м ; Р_е= 1,23 - 0.21=1,02 МПа.

Механический КПД двигателя:

з_м= Р_е/ Р_i; з_м= 1,02 / 1,23=0,83

Исходя из заданной величины эффективной мощности N_e, номинальной частоты вращения n, числа цилиндров i, тактности ф и среднего эффективного давления Р_e, определяется рабочий объём цилиндра двигателя по формуле:

V_h=(30*N_e*ф)/( Р_е*n*i); V_h=(30*58,1*4)/( 1,02*5600*4)=0,305 л.

Диаметр цилиндра определяется из выражения:

D=100,

где = S/D=0,86-отношение хода поршня к диаметру цилиндра.

Современные автомобильные двигатели проектируются с невысоким значением =0,7…1,0.

D=100=75 мм.

принимаем D=75 мм;

Ход поршня определяется из выражения:

S = D*k = 75*0,86=64

Принимаем S = 64 мм

По принятым значениям D и S определяем основные параметры и показатели двигателя:

-рабочий объём цилиндра: V_h=рD²S/4;

V_h=3,14*75*64/4*10⁶=0,282 л.

-эффективная мощность:

N_e=(Ре*V_h*n*i)/(30*ф), кВт;

N_e=(1,02*0,282*5600*4)/(30*4)=54 кВт.

-эффективный крутящий момент: М_k=9550 N_e/n,Нм;

М_k=9550*54/5600=92,08 Нм.

-средняя скорость поршня: C_n=(S*n)/30000 ,м/с

C_n=11,94 м/с.

Оценка работы двигателя, с точки зрения использования рабочего объёма, а также тепловой и динамической напряжённости, производится по удельной литровой и поршневой мощностям:

N_л= N_e/V_{h *}i=Р_е*n/(30*ф)=(1,02 *5600)/(30*4)=47.6 кВт/л;

N_n= N_e/F_n*i=Р_{е *}S*n/(30*ф)=(1,02*0,64*5600)/(30*4)=30,5 кВт/дм²;

Найдём плотность заряда на впуске:

В = 287 Дж/кг*К - удельная газовая постоянная з_e-эффективный КПД двигателя: з_e=з_iЧз_м=0,41*0,83=0,34;

Индикаторный КПД двигателя вычисляется по выражению:

з_i=(Р_i*l₀*б)/(Q_H*с₀*з_н)

где l₀=14,8; б-коэффициент избытка воздуха(0,95); Q_H- низшая теплотворная способность топлива (43500 кДж/кг); с₀-плотность заряда на впуске, кг/м³; з_н-коэффициент наполнения(0,8).

з_i=(1,23*14,8*0,95)/( 43500*1,2Ч0,8)=0,41;

Эффективный удельный расход топлива:

g_e=3,6*10⁶ /( Q_H * з_e )=3,6*10⁶/(43500Ч0,34)=243,4 г/(кВтЧч).

Часовой расход топлива: G_T= g_e* N_e/1000

G_T=243,4*54/1000=13,14 кг/ч.

Таблица 1

Давление газов, МПа	Температура газов, К	Среднее давление,МПа	КПД	Удельный эффективный расход топлива, г/кВтЧч	Размеры двигателя
Рa	Рc	Рz		Рb	Ta	Tc	Tz	Tb	Рe	Рi	зi	зм	зe	ge	S,мм	D,мм	Vh,л
0,08	1,93	7,33		0,42	331	809	2871,6	1659,88	1,02	1,23	0,41	0,83	0,30	243,4	64	75	0,305

Сравнение показателей прототипа и результатов теплового расчёта проектируемого двигателя

Показатели	Ne,кВт	D,мм	S,мм	ge,г/кВтЧч
Прототип	58,1	82	71	298
Результаты ручного расчёта	54	75	64	243,4
Результаты машинного расчёта	61,6	80	70	269,3

Принятые оптимальными результаты машинного расчета используются в дальнейшем при построении индикаторной диаграммы в динамическом расчёте.

2.7 Построение индикаторной диаграммы

После окончания расчёта рабочего цикла двигателя приступают к построению индикаторной диаграммы. Индикаторная диаграмма строится совмещённой: теоретическая и действительная в координатных осях РV, в которой по оси ординат откладывается давление газов в цилиндре в МПа, а по оси абсцисс - полный объём цилиндра.

Размеры индикаторной диаграммы по оси абсцисс (объёмы) рекомендуется брать не менее 100…150 мм. Высота по оси ординат (давление) должна быть больше длины в 1,2…1,5 раза.

На оси абсцисс откладывают произвольный отрезок, изображающий в каком-либо масштабе объём камеры сгорания V_C, этот отрезок принимается за единицу. Затем на этой оси откладываются в принятом масштабе объёмы:

V_a==

Масштаб давлений выбирается из следующих рекомендуемых масштабов:0,02;0,025;0,04;0,05;0,08;:0,1 МПа/мм.

В принятом масштабе давлений по оси ординат отмечают точки a,c,z,b,r соответствующие давлениям Р_a,Р_c,Р_z,Р_b,Р_r.

Через точки Р_z, Р₀ и Р_r проводят прямые, параллельные оси абсцисс. Точка а и c соединяются политропой сжатия, а точки z и b-политропой расширения. Промежуточные точки этих кривых определяются из условия, что каждому значению V_x на оси абсцисс соответствуют следующие значения давлений:

Р_x=Р_a(V_a/V_x-для политропы сжатия;

Р'_x=Р_b(V_b/V_x-для политропы расширения,

где: p_x ,p'_x-искомые давления в промежуточных точках на политропах сжатия и расширения; V_a/V_x, V_b/V_x-отношения объёмов, выраженных в единицах длины (по чертежу); n₁ и n₂-показатели политроп сжатия и расширения; Отношение V_a/V_x изменяется в пределах 1…е; (приложение).

Для построения политроп необходимо определить значения давлений в 6 точках, включая точки а и с, z и b.

Результаты расчётов ординат точек политроп запишем в таблицу 3.

Таблица 3

Vс=	15
с=		Pa=	0,08	МПа	Pc=	2,310947	МПа
Vz	0	Pb=	0,467811	МПа	Pz=	8,088315	МПа
е=	9,9	n1=	1,392143
Va (равно Ов)	148,5	n2=	1,243214
Масштаб	0,05	Мпа/мм		!!! с - степень предварительного расширения !!!
!!! При построении политроп используются строки под номерами от 1 до е !!!
№ точек	Ох, мм	ОВ/Ох	политропа сжатия	политропа расширения
			(ОВ/Ох)^n1	Px/Mp,mm	Px, Мпа	(ОВ/Ох)^n2	P`x/Mp,mm	P`x, Мпа
1	15	9,9	24,3257683	38,921229	1,946061	17,289706	161,7663	8,088315
2	30	4,95	9,26807982	14,828928	0,741446	7,3036997	68,335021	3,416751
3	45	3,3	5,27042396	8,4326783	0,421634	4,411881	41,278529	2,063926
4	60	2,475	3,53112396	5,6497983	0,28249	3,0853057	28,866799	1,44334
5	75	1,98	2,58821511	4,1411442	0,207057	2,337859	21,873523	1,093676
6	90	1,65	2,00802331	3,2128373	0,160642	1,8637132	17,437311	0,871866
7	105	1,414286	1,62020231	2,5923237	0,129616	1,5386856	14,396281	0,719814
8	120	1,2375	1,34535273	2,1525644	0,107628	1,3033273	12,194217	0,609711
9	135	1,1	1,1418907	1,8270251	0,091351	1,1257967	10,533201	0,52666
10	150	0,99	0,98610592	1,5777695	0,078888	0,987583	9,240044	0,462002
11	165	0,9	0,86357295	1,3817167	0,069086	0,8772303	8,2075601	0,410378
12	180	0,825	0,76505375	1,224086	0,061204	0,7872894	7,3660524	0,368303
13	195	0,761538	0,68438129	1,0950101	0,054751	0,7127179	6,6683451	0,333417
14	210	0,707143	0,61729455	0,9876713	0,049384	0,6499878	6,0814287	0,304071
15	225	0,66	0,560763	0,8972208	0,044861	0,5965605	5,5815513	0,279078
16	240	0,61875	0,51257729	0,8201237	0,041006	0,5505652	5,1512096	0,25756
17	255	0,582353	0,47109198	0,7537472	0,037687	0,5105947	4,7772362	0,238862
18	270	0,55	0,43505858	0,6960937	0,034805	0,4755709	4,4495458	0,222477
19	285	0,521053	0,40351408	0,6456225	0,032281	0,4446551	4,1602905	0,208015
20	300	0,495	0,37570482	0,6011277	0,030056	0,4171852	3,9032766	0,195164

По полученным данным строится теоретическая индикаторная диаграмма. Для получения действительной диаграммы необходимо нанести скругления на теоретическую. Приближённое скругление выполняется следующим образом.

Касание политропы сжатия линии ВМТ должно быть выше точки с примерно на 1/3 отрезка cz, а начало видимого повышения давления на линии должно находиться до ВМТ за 0,08V_h. Действительное давление в конце сгорания составляет 0,85p_z. Положение точки z' должно быть смещено вправо от линии cz на 10…15? поворота коленчатого вала по развёрнутой индикаторной диаграмме.

Точка b', характеризующая конец расширения в действительном рабочем цикле, обычно расположена на половине расстояния между точками а и b.

2.8 Тепловой баланс двигателя

Количество теплоты, выделяемой при сгорании, вводимого в двигатель топлива за определённое время:

Q₀=Q_HЧG_T/3600;

Q₀=43500*16,6/3600=200,58 кДж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе:

Q_е=N_e=61,6 кДж/с.

Количество теплоты, теряемое в связи с неполнотой сгорания при б<1:

?Q_H=3834 кДж/с;

Q_H.C=?Q_H * G_T =3834*16,6/3600=17,679 кДж/с.

Количество теплоты, передаваемой охлаждающей жидкости:

Q_охл=(c*i*D^1+2m*n^m*(Q_H-?Q_H))/(б*Q_H*1000)

Q_охл=0,45*4*8^1+2*0.6*5600^0.6*((43500-3834)/(0,95*43500*1000))=29,72 кДж/с

где с-коэффициент пропорциональности (с=0,45…0,53); i-число цилиндров(4); D-диаметр цилиндра(8см); m-показатель степени(0,6); n-частота вращения коленчатого вала(5600 мин^-1); б-коэффициент избытка воздуха (0,95).

Количество теплоты, теряемой с отработавшими газами:

Q _г =G_T(ЧM₂Ч-ЧбЧL₀ЧT₀)/3,6* *10^-3

=20,16+1,738Ч10^-3ЧT_C;

=20,16+1,738Ч10^-3Ч804 =21,56 кДж/(кмоль К).

=(18,4+2,6Чб)+(15,5+13,8Чб)Ч10^-4ЧT_Z;

=(18,4+2,6Ч0,95)+(15,5+13,8Ч0,95)Ч10^-4Ч2374,253=27,66 ,кДж/(кмоль К).

=8,315+;

=8,315+21,56 =29,875 кДж/(кмоль К).

=8,315+;

=8,315+27,66 =35,975 кДж/(кмоль К);

Q _г=16,6 (35,975 *0,68*830-29,875*0,95*0,64*288)/3600 =69,5 кДж/с

где б-коэффициент избытка воздуха(0,95); -температура отработавших газов( = T_r-70=900-70=830)?; ,-средние молекулярные теплоёмкости свежего заряда и продуктов сгорания.

Неучтённые потери теплоты включаются в остаточный член баланса:

Q_ост=Q₀-(Q_e+Q_охл+Q_г+Q_н.с.);

Q_ост= 200,58 -(61,6+29,72 + 69,5+17,679)=22,08кДж/с

Составляющие теплового баланса показаны в таблице 4

Таблица 4

Составляющие теплового баланса	Q, кДж/с	q,%
Qo	200,58	100
Qe	61,6	30,71
Qохл	29,72	14,81
Qн.с.	17,679	8,81
Qг	69,5	34,64
Qост	22,08	11

2.9 Исследование взаимосвязи параметров рабочего цикла

Взаимосвязь степени сжатия е и температуры в конце сгорания T_z представлена в таблице 5 и на графике

Таблица 5

е	7	7,5	8	8,5	9	9,5	10
Tz,K	2303,135	2317,355	2330,587	2342,989	2354,685	2354,685	2376,32

3. Динамический расчёт двигателя внутреннего сгорания

Основной целью динамического расчёта является определение сил и моментов, действующих на кривошипно-шатунном механизме и установление закономерностей их изменения за рабочий цикл двигателя.

На поршень действуют силы давления газов P_r и силы инерции P_j масс деталей кривошипно-шатунного механизма, совершающих возвратно-поступательное движение.

3.1 Определение силы давления газов

Сила давления газов определяется по формуле:

Р_г=(р_х-0,1)рD²*10⁶/4, Н,

где Р_x - текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме, МПа; D - диаметр цилиндра, м.

Для последующих расчётов необходимо построить график изменения силы давления газов в функции угла поворота коленчатого вала.

Для этого необходимо индикаторную диаграмму, построенную в координатах РV, перестроить в координатах Рб. В этой диаграмме изменение давления газов в цилиндре в течение рабочего цикла является функцией угла поворота кривошипа

Р_r=f(б). Такую диаграмму называют развёрнутой диаграммой. На этой диаграмме показано избыточное давление на поршень:

Р=Р_г-Р₀,

где р₀-давление окружающей среды, МПа.

Индикаторную диаграмму в координатах РV перестраивают в развёрнутую индикаторную диаграмму по методу Брикса. Порядок построения развёрнутой диаграммы по этому методу следующий.

Ниже индикаторной диаграммы строится полуокружность радиусом, равным половине хода поршня. Вправо по горизонтали от центра откладывается отрезок, поправка Брикса, равный лR/2, где R-радиус кривошипа; л-соотношение радиуса кривошипа к длине шатуна, л=0,3.

Из этого нового центра О₁ проводятся лучи через каждые 30? до пересечения с полуокружностью. Точки пересечения этих лучей с полуокружностью проектируются на кривые политроп сжатия и расширения индикаторной диаграммы. Полученные точки пересечения сносят по горизонтали вправо на вертикальные линии соответствующих углов б развёрнутой диаграммы. Построение диаграммы начинают с такта впуска. Проведя через найденный точки кривую, получим развёрнутую индикаторную диаграмму за рабочий цикл.

При развёртке индикаторной диаграммы следует учесть, что давление на свёрнутой индикаторной диаграмме отсчитывается от абсолютного нуля, а на развёрнутой диаграмме показывается избыточное давление над поршнем:

?Р_г=Р_г-Р₀, МПа.

Следовательно, давление в цилиндре двигателя (менее атмосферных) на развёрнутой диаграмме будут отрицательными.

Сила давления газов считается положительной, если она направлена к оси вала, отрицательной- от оси вала.

Для определения газовых сил Р_г по развёрнутой диаграмме давлений ?Р_г необходимо пересчитать масштаб. Если кривая ?Р_г построена в масштабе м_р, МПаЧмм, то масштаб этой же кривой для Р_г будет:

м_f= м_р*F_n*10⁶=0,05*0,00502*10⁶ =251 Н/мм где F_n-площадь поршня, м².

3.2 Определение сил инерции

Действующая на поршень сила инерции масс, совершающих возвратно-поступательное движение, равна:

P_j= P_j1 + P_j2,

где P_j1=-m_jRщ²cosб-сила инерции первого порядка;

P_j2=-m_jRщ²лcos2б-сила инерции второго порядка.

Следовательно, P_j=-m_jRщ²(cosб+л cos2б), Н,

где m_j=m_п+0,275 m_ш;

m_п - масса поршневого комплекта, кг;

m_ш - масса шатуна, кг;

Значения масс деталей кривошипно-шатунного механизма принимают при расчете, ориентируясь на данные по соответствующему прототипу двигателя.

Угловая скорость вращения коленчатого вала равна:

, с^-1.

Силы инерции первого и второго порядка, а также их результирующую можно определить аналетически.

3.3 Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала

На шатунную шейку действуют две силы:

Ш сила Р_t, действующая по шатуну;

Ш центробежная сила инерции Р_с.

Сила, действующая по шатуну, определяется по уравнению:

Р_t= Р_рез/cos в,

где в-угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра при повороте коленчатого вала на угол б.

Центробежная сила инерции равна: P_C=-m_RRщ²,

где m_R= m_К+0,725m_ш; m_К-не уравновешенная часть коленчатого вала; m_ш-масса шатуна.

Геометрическая сумма сил Р_C и P_t образует результирующую силу R_ш, действующую на шатунную шейку.

Сила R_ш раскладывается на две составляющие:

1) сила Z-радиальная сила, действующая по радиусу кривошипа:

Z =P_рез* cos(б+в)/cos в.

2) сила T-тангенциальная, перпендикулярная радиусу кривошипа:

T= P_рез*sin(б+в)/cos в.

Сила Т считается положительной, если её действие совпадает с направлением вращения коленвала, и отрицательной, если она направлена в противоположную сторону.

Результирующая сила R_ш подсчитывается по формуле:

R _ш=.

На основании расчётов строим график R_ш=f(б).

3.4 Построение диаграммы тангенциальных сил

Для многоцилиндровых двигателей строится суммарная диаграмма тангенциальных усилий, действующих в каждом цилиндре.

На суммарной диаграмме тангенциальных усилий четырехтактного двухцилиндрового двигателя наносятся 2 диаграммы, сдвинутые одна относительно другой на 180. Если порядок работы цилиндров 1-2-0-, и на 540 при порядке 1-0-0-2. Для четырехцилиндовых четырехтактных двигателей отдельные диаграммы должны быть сдвинуты по фазе одна относительно другой на 180, у шестицилиндровых на 120.

У четырехцилиндровых двигателей на одном участке суммарной диаграммы строятся 4 отдельных графика, на остальных участках - только их результирующие. Суммарная диаграмма тангенциальных сил может быть получена аналитически.

3.5 Расчёт маховика проектируемого двигателя

Избыточная работа крутящего момента рассчитывается по формуле:

L660*8,785*0,0837=485,3 Дж

F 660 мм- максимальная избыточная площадка над прямой средней тангенциальной силы,

8,785 Нм в мм - масштаб моментов;

0,0837 рад/мм - масштаб угла поворота коленчатого вала на диаграмме;

b= 150 мм -длина диаграммы.

Момент инерции маховика, способного обеспечить требуемую равномерность хода двигателя, рассчитывается по формуле:

J0,8*0,37кг/м

Где =0,003 - степень неравномерности вращения коленчатого вала,

- расчетная угловая скорость коленчатого вала(рn/30) рад/с.

Задаемся диаметром обода маховика:

D=(2…3)*S=3*0,070=0,21 м;

Массу маховика определяем по следующей формуле:

m=4J/D=4* 0,37/(0,21)² = 3,356 кг;

Полученное значение массы маховика учитывает конструкционные и динамические параметры проектируемого двигателя.

3.6 Расчет подшипника кривошипной головки шатуна

Конструктивные размеры шатунной шейки коленчатого вала и подшипника кривошипной головки шатуна определяются с учетом основных размеров двигателя (диаметра и хода поршня) и характера изменения результирующей силы Rш=f(a),приведённой к оси шатунной шейки, по следующим соотношениям:

Диаметр шатунной шейки: dшш=(0,56…0,75)*D=0,56*80=44,8мм;

Толщина стенки вкладыша: tв=(0,03…0,05)dшш=0,03*44,8 =1,3 мм;

Расстояние между шатунными болтами

lb=(1,3…1,75)dшш=1,3*44,8=58,24 мм

Длина кривошипной головки lк=(0,45…0,95 )dшш=095*44,8 =42,5 мм;

Радиус галтели шатунной шейки rГ=(0,06…0,07) dшш=0,06*44,8 =2,7 мм

Рабочая ширина шатунного вкладыша lш=lk-2rГ=42,5 -2*2,7=37,1 мм

Для определения R_ш=f(a) m_r=0,46, а R_{m ср}=7966 Н, R_{ш max}= 11672Н.

Удельное давление на поверхность шатунных шеек:

Минимально допустимый смазочный слой в подшипнике на основе гидродинамической теории смазки на режиме максимальной мощности:

hмм

где нс/м2 - динамическая вязкость масла;

=0,05 мм- диаметральный зазор между валом и подшипником;

=0,0001 - относительный зазор;

С=1+d/l=0,2 - коэффициент, учитывающий геометрию вала и подшипника;

Критическая толщина масляного слоя = 0,05+0,05+0,00012=0,1

где h= 0,05мм- величина микронеровностей поверхности вала

h=0,05мм - величина микронеровностей поверхности подшипника;

h=0,00012 мм- искажение геометрических форм сопряжения;

Коэффициент запаса надежности подшипника характеризуется отношением:

K=

Условие выполняется.

Список использованной литературы

1. Теория и расчёт энергетических средств: методические указания для выполнения курсовой работы / сост. Г. А. Ленивцев, А.П. Быченин, Р.Р. Мингалимов, О.Н. Черников. - Кинель: РИЦ СГСХА, 2010. - 135 с.

Размещено на Allbest.ru