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 - шатуннго механізму

2.3 Динамічний розрахунок двигуна

3. Розрахунок деталей і складальних одиниць

3.1 Характеристика складальної одиниці або деталі

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 топліва.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:

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	161

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 2.1 - 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

С = 0,855 кг, Н = 0,145 кг, О = 0 кг.

Нu = 44000 кДж/кг - нижча теплотворна спроможність палива

Параметри процесу наповнення

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



де С, Н, О - хімічний склад палива.

=0,511кмоль/кг

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

де б = 0,95 - коефiцiент надлишку повiтря;

мпал =115 - середня молярна маса палива.

=0,494 , кмоль/кг

Тиск в кінці процесу наповнення, МПа:

,

де Ро = 0,1013 - тиск навколишнього середовища, МПа;

ДРа - втрати тиску за рахунок впускної системи, МПа.

, МПа

, МПа

Температура в кінці процесу наповнення, К:



,

де Т0 =299 - температура повітря навколишнього середовища, К;

Тr = 900 - температура залишкових газів, К;

гг= 0,04 - коефіцієнт залишкових газів;

ДT= 15 - температура підігріву свіжого заряду від гарячих деталей двигуна, К.

, К

Коефіцієнт наповнення:

,

де е - ступінь стиснення;

,

Параметри процесу стиснення

Тиск в кінці процесу стиснення, МПа:

,

де n1 - показник політропи стиснення повітря для бензинових двигунів.



, МПа

Температура в кінці процесу стиснення, К:

,

, К

Параметри процесів згоряння

Визначення теплоти згоряння робочої суміші, кДж/кмоль:

,

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

,

,МДж/кмоль

, кДж/кмоль

Дійсний коефіцієнт молекулярної зміни суміші

,

де мо = 1,12 - теоретичний коефіцієнт молярної зміни



Рівняння згоряння для карбюраторних двигунів

де оz =0,75 - коефіцієнт використання теплоти;

Uc =92,40 - внутрішня енергія одного кіло моля повітря при температурі Тс в точці с, кДж/кмоль;

Ucґґ=4573,98 - внутрішня енергія одного кіло моля продуктів згоряння при температурі Тс, кДж/кмоль.

Нu =44000 - нижча теплотворна спроможність палива підставляти в кДж/кг

ДНu = 2,9- теплові втрати, підставляти в кДж/кмоль

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

,

де (мсV)с =21,474 - теплоємність свіжої суміші при температурі tс, кДж/(кмоль * єС)

tc - температура робочого тіла в кінці стиснення, єС.

tс = (Тс - 273),

де Тс - температура в кінці процесу стиснення.



tс =(703,29-273)=430,29 , єС

, кДж/кмоль

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

, МДж/кмоль

де (мсV)сґґ- теплоємність продуктів згоряння в кінці процесу стиснення.

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

де rco, rco2, rН, rн2о, rN2 - прийнятий елементарний склад

Кількість продуктів згоряння, кмоль:

, кмоль

, кмоль



, кмоль

, кмоль

, кмоль

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

Внутрішня енергія продуктів згоряння, кДж/кмоль:

,

, кДж/кмоль

Значення Ucґґ перевести в МДж/кмоль

Значення Тz визначаємо графічним методом) Тz =2500

Тиск в кінці згорання, МПа:

,

де - ступінь підвищення тиску при згорянні

, МПа

Дійсний тиск в кінці згоряння, МПа:

,

, МПа

Параметри процесу розширення

Тиск в кінці розширення, МПа:

де n2 - показник політропи розширення для бензинових двигунів;

, МПа

Температура в кінці розширення, К:

,

де Тz - тиск в кінці згоряння.



, К

Ступінь попереднього розширення:

,

де =4,2 - ступінь підвищення тиску при згорянні;

Ступінь наступного розширення:

,

Індикаторні показники

Середній індикаторний тиск розрахункового циклу, МПа:

де Рс - тиск в кінці процесу стиснення;

е - ступінь стиснення;

- ступінь підвищення тиску при згорянні.

, МПа

Середній індикаторний тиск з урахуванням діаграми, МПа:

,

де ц - округлення діаграми

, МПа

Індикаторний ККД:

,

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

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

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

, кг/м3

Щільність заряду на впуску, кг/кг:

, кг/кг

Питома індикаторна витрата палива, кг/ кВт*год:

,

де Нu - нижча теплотворна спроможність палив;

зі - індикаторний ККД.

, кг/ кВт*год

Ефективні показники

Середній ефективний тиск, МПа:

,

де Рі - середній індикаторний тиск;

зм =0,8 - механічний ККД.

, МПа

Ефективний ККД



де зі - індикаторний ККД;

зм - механічний ККД.

Питома ефективна витрата палива, кг/кВт*год:

,

де зм - механічний ККД.

, кг/кВт*год

Основні розміри двигуна

Визначення швидкості поршня, м/с:

,

де S - хід поршня в метрах

n - частота обертання колінчатого валу

, м/с

Приймаємо середню швидкість поршня сn =15 м/с

Визначаємо хід поршня, м:

,

де сn - середня швидкість поршня;

n - частота обертання колінчастого валу.

, м

Визначаємо діаметр циліндра, м:

,

де Ne - ефективна потужність;

Ре - середній ефективний тиск;

S - хід поршня;

n - частота обертання колінчастого валу;

І - число циліндрів.

, м

Приймаємо D =76 мм

Уточнюємо хід поршня, мм:

,



, мм

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

Приймаємо S =76 мм

Визначаємо відношення ходу поршня до діаметра циліндра

Визначаємо робочий об?єм циліндрів, л:

,

де і - число циліндрів двигуна;

D та S у формулу підставляють в мм.

, л

Визначаємо потужність двигуна, кВт:

,

, кВт

Визначаємо площу поршня, см2:



,

, см2

Літрова потужність, кВт/л:

,

, кВт/л

Крутний момент, Н* м:

,

, Н* м

Годинна витрата палива, кг/год.:

,

, кг/год

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

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 Lш ) 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 rш.ш. проводимо коло шатунної шийки, із центра О радіусом r1 проводимо коло обертання точки щоки .



, мм

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 Lш.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.

, мм

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

2.3 Динамічний розрахунок двигуна

Розрахунок до побудови теоретичної індикаторної діаграми

Таблиця 3.3 - 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

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



,

, мм

Визначаємо відрізок приведений в кінці згоряння, мм:

,

, мм

Приймаємо масштаб по осі ординат 1МПа = 20мм

Визначаємо значення тиску в характерних точках циклу

атмосферний тиск

,

,

,

,

Визначаємо кути нахилу промінів до осі ординат



;

;

Для отримання достатньої кількості точок на політропах приймаємо tg = 20

В2=24,5°

Визначаємо площу діаграми, мм2:

, мм2

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

Визначаємо середній індикаторний тиск, МПа

,

де m - масштаб

, МПа

Визначаємо неточність розрахунку теоретичного індикаторного тиску



%

%

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

Приймаємо л1 = 0,26

Визначаємо радіус кривошипа, м:

,

, м

Визначаємо поправку Брикса:



Розрахунок до побудови діаграми сил інерції поступально - рухомих мас. двигун згоряння деталь поршень

Визначаємо кутову швидкість обертання колінчастого валу,с-1:

,с-1

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

, кг/м2

де Gпост - маси поступово рухомих деталей

Ап - площа поршня.

Визначаємо ординати діаграми сил інерції, МПа:

, МПа



Таблиця 3.4 - 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:

,

Таблиця - Визначення ординат питомих підсумкових сил

	Рг , мм	Рj , мм	Рс , МПа	Рс , мм
0	-2	-32,76	-1,74	-34,76
	Рг , мм	Рj , мм	Рс , МПа	Рс , мм
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

Розрахунок до побудови діаграми питомих тангенціальних сил

Ординати діаграми визначаються за формулою, МПа:

Таблиця - 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



3. Розрахунок деталей і складальних одиниць

3.1 Характеристика складальної одиниці або деталі

Шатун призначений для з'єднання колінчастого вала з поршнем. Через нього зусилля, що виникає на поршні при робочому такті, передається на колінчастий вал. При допоміжних тактах зусилля від колінчастого вала через шатун передається на поршень.

Збільшення міцності шатуна і одночасне зменшення його ваги досягають за рахунок того що стержень шатуна виготовляють двотаврового перерізу.

Конструктивно шатун складається з сталевого стрижня, верхній нероз'ємної і нижньої рознімної головок. Верхня головка шатуна надіта на поршневий палець і тим самим з'єднана з поршнем. Обидві половинки нижньої головки шатуна надіті на шатунних шийку колінчастого валу і з'єднані між собою стяжними болтами, гайки яких після затягування шплинтуют. Щоб зменшити тертя між деталями і, отже, їх знос, у ижню голівку шатуна вставляють - тонкостінні вкладиші, які є підшипниками ковзання. Внутрішню поверхню вкладишів заливають бабітом (сплавом олова та свинцю).

3.2 Розрахунок поршня

Для зменшення тертя у головках шатуна до них підводиться мастило: до нижньої головки через канал у колінчастому валі, а до верхньої - через прорізь у ній. З нижньої головки шатуна мастило через отвір розбризкується на стінки циліндрів.



Товщина днища поршня, мм:

,

де D - діаметр циліндру

, мм

Висота поршня, мм:

,

, мм

Висота жарового поясу, мм:

,

, мм

Товщина першої кільцевої перемички, мм:



, мм

Висота верхньої частини поршня, мм:

,

, мм

Висота юбки поршня, мм:

,

, мм

Внутрішній діаметр поршня, мм:

, мм

Товщина стінки головки поршня, мм:

,

, мм

Товщина стінки юбки поршня, мм

Приймаємо

Радіальна товщина кільця, мм:



,

, мм

оливоз'ємного

,

, мм

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:

,

, мм

Кількість оливоз'ємних отворів, nм

nм = 6…12.

Приймаємо nм = 10

Діаметр масляного каналу, мм:

,

, мм



Діаметр бобики, мм:

, мм

Відстань між торцями бобишок, мм:

,

, мм

Зовнішній діаметр поршневого пальця, мм:

, мм

Внутрішній діаметр поршневого пальця, мм:

Довжина пальця, мм:

- закріпленого

, мм

- плаваючого



, мм

Довжина головки шатуна, мм:

- при закріпленому пальці

, мм

- при плаваючому пальці

, мм

Розрахунок поршня на міцність

Вихідні дані: матеріал поршня Алюміньовий сплав; площа поршня Ап = 4534см2 ; найбільша нормальна сила Nмах = 0,1*Ап*Рz = 3010,5 МН при = 390 ; частота обертання nх.х. = 5885 хв-1, маса поршневої групи mп = 1,84 кг, = 0,26, коефіцієнт лінійного розширення чавуну п = 22 10-6 1/К

Напруження стиснення у перетині Х - Х поршня, МПа:

де Рzmax - максимальна стискаюча сила, МН

Fx-x - напруження стиснення в перерізі х - х



,

, МН

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

Діаметр поршня по дну канавок під поршневі кільця, мм2:

,

, мм2

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

,

, мм

Площа перерізу Х--Х, м2

,

, м2

, МПа

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

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

Максимальна кутова швидкість холостого ходу двигуна, рад/с:

,

, рад/с

Сила інерції зворотно - поступальних рухомих мас, МН:

,

, МН

Напруження розриву у перерізі Х-Х, МПа:

,

, МПа

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

,

, мм



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

,

Діаметр головки поршня у холодному стані, мм

,

, мм

Діаметр юбки поршня у холодному стані, мм

,

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 Тц = 388 К, температуру головки поршня Тг = 593

К, температуру юбки поршня Тю = 413 К, початкову температуру циліндра і поршня То = 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

,



, мм

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

,

, мм

3.3 Розрахунок шатунної групи

Розрахунок основних конструктивних співвідношень розмірів елементів шатуна згідно.

Розрахунок основних конструктивних параметрів поршневої головки шатуна

Внутрішній діаметр поршневої головки, мм:



Зовнішній діаметр головки, мм:

Довжина головки шатуна, мм:

- при закріпленому пальці

, мм

- при плаваючому пальці

, мм

Мінімальна радіальна товщина стінки головки, мм:

, мм

Радіальна товщина стінки втулки, мм:

, мм



Розрахунок конструктивних розмірів кривошипної головки шатуна

Діаметр шатунної шийки, мм:

, мм

Товщина стінки вкладишу, мм:

- тонкостінного

,

, мм

- товстостінного

,

, мм

Відстань між шатунними болтами, мм:

,

, мм

Довжина кривошипної головки, мм:

, мм



Розрахунок основних конструктивних параметрів стрижня шатуна

Розміри перерізу шатуна

Мінімальної висоти шатуна, мм:

Висоти шатуна

, мм

Ширини шатуна

, мм

Вибір ширини шатуна, мм:

Приймаємо , мм

Розрахунок шатуна на міцність

Вихідні дані: маса шатунної групи mш= 3,16 кг, максимальна частота обертання колінчастого вала на холостому ходу nх.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:

де Рj max - сила інерції поршневого комплекту, що діє на верхню головку шатуна, МН

Значення dг.з, dг.в, lш - підставляти в метрах

, МН

, МПа

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

, МН

Сила стискання, МН:

, МН

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



,

де Аст - площа поперечного перерізу стержня шатуна, м2

, м2

, МПа

Напруження розтягу, МПа:

, МПа

Середнє напруження за цикл, МПа:

, МПа

Амплітуда циклу, МПа:



, МПа

Запас міцності стержня шатуна, МПа:

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.

МПа

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);

Материалом для шатунов служат углеродистые и легированные стали. Шатуны карбюраторных двигателей изготавливаются из сталей 40, 45, 40Х, 40ХН и 45Г2

Для проектуемого шатуна вибрав 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-2106. Після теплового та динамічного розрахунку проектуємого двигуна я визначив що при діаметрі циліндра 76 мм. та ходу поршня 76 мм., номінальній частоті обертання КВ - 5350 об/хв. - 4 циліндровий двигун, розвиває потужність 56,2 кВт та крутний момент 103,6 Н* м . Порівнявши ці характеристики з двигуном прототипом у якого при діаметрі циліндра79 мм. та ходу поршня 80 мм., номінальній частоті обертання КВ - 5400 об/хв. - 4 циліндровий двигун, розвиває потужність 58,8 кВт. та крутний момент 116 Н* м, я можу зробити висновок що при меншому об'ємі циліндра та частоті обертання КВ двигун має меншу потужність на 2,6 кВт . Таким чином проаналізувавши курсовий проект я визначив що зменшення потужності проектованого двигуна сталося за рахунок змншення дiаметру цилiндра та ходу поршня саме тому двигун став менш 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