Конструкція та динаміка ДВЗ

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

Національний транспортний університет

Кафедра “Двигуни і теплотехніка”

Розрахунково-пояснювальна записка

До курсового проекту

З дисципліни “Конструкція та динаміка ДВЗ”



1. Виконання динамічного розрахунку двигуна

Динамічний розрахунок двигуна виконують аналітичним методом. Щоб зменшити втрати часу на виконання динамічного розрахунку таким способом, розроблено програму розрахунку на ЕОМ.

Задача динамічного розрахунку - визначити сили, які діють на КШМ двигуна залежно від кута повороту колінчастого вала. Усі сили, які діють в елементах механізму - результат сил, які виникають від надмірного тиску газів на поршень, і сил інерції мас, які рухаються зворотно-поступально та обертаються.

Вихідними даними для динамічного розрахунку є значення отримані в результаті теплового розрахунку:

Вздовж вісі циліндра діє сумарна сила

,

де - сила від тиску газів, МПа;

- сила від атмосферного тиску, МПа;

- сила інерції мас, які рухаються зворотно-поступально, МПа.

Сила від тиску газів. Тиск газів діє на площу днища поршня. При дослідженні його дію замінюють однією силою, що прикладена до вісі поршневого пальця. Цю силу визначають для кожного прийнятого положення кута повороту колінчастого валу з індикаторної діаграми, яка побудована за даними теплового розрахунку, що побудована в координатах р - ??. Для цього може застосовуватися аналітичний або графічний спосіб.

При застосуванні аналітичного способу робочий цикл ділять на окремі процеси (впуск, стиснення, згоряння, розширення, випуск). Кожен процес описано математичною моделлю, за якою для різних ?? розраховують відповідні їм значення тиску газів в циліндрі.

Виконуючи динамічний розрахунок, визначають усі сили віднесені до одиниці площі поршня. Тому в формулу (3.1) підставляють значення відповідних величин, які обчислюють таким чином.

Сила від тиску газів в циліндрі двигуна за кутом повороту колінчастого вала, МПа:

а) в процесі впуску (0<???р)

, (3.2)

де - сила від тиску газів в кінці випуску (визначають за результатами теплового розрахунку);

б) в процесі стискання (р<???2р)

(3.3)

де R - радіус кривошипа;

- ступінь стискання;

- переміщення поршня (кут повороту колінчастого вала), яке відраховують від ВМТ;

в) в процесі розширення (робочого ходу) (2р<???3р)

1) на ділянці 2р<??<??1

де ??1 - такий кут повороту колінчастого вала, за якого переміщення поршня

(3.4)

де ?? - ступінь попереднього розширення ( для бензинових двигунів, ?? = 1, тобто ця ділянка відсутня), МПа;

, (3.5)

де - сила від тиску газів в кінці згоряння (за теплового розрахунку), МПа;

2) на ділянці (??1<???3р)

(3.6)

г) в процесі випуску (3??1<???4р)

, (3.7)

де - сила від тискугазів в кінці випуску, яку визначають в тепловому розрахунку, МПа.

Переміщення поршня

, (3.8)

де - відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна .

Сила інерції мас деталей, які рухаються зворотно-поступально

(3.9)

де , МПа:

(3.10)

де - віднесена до 1 м2 площі днища поршня маса деталей, які рухаються зворотно-поступально ;

?? - середня кутова швидкість колінчастого валу; ;

n - частота обертання колінчастого вала, хв-1.

Сила може бути поданою у вигляді суми сил, які змінюються за гармонійним законом.

За аналогією з виразом для прискорення поршня, запишемо

,

де - сила інерції першого порядку;

- сила інерції другого порядку.

Сила , а отже і завжди паралельні осі циліндра. Їх вважають додатними, якщо вони направлені від осі колінчастого вала, і від'ємними, якщо мають зворотний напрямок. Сила інерції діє в системі КШМ як вільна сила, що передається через корінні підшипники колінчастого вала до картера двигуна. Якщо її не зрівноважити, то вона буде діяти на опори двигуна, викликаючи коливання двигуна в площині осі його циліндрів.

Силу від атмосферного тиску,за відсутністю додаткових вказівок, приймають Р0= 0,1013 МПа. Таким чином за розрахунковими для періоду робочого циклу значеннями РГ, і Р0 за формулою (3.1) знаходять сумарну силу, віднесену до одиниці площі днища поршня - Рсум.

Умовно вважають, що Рсумприкладено до середини осі циліндру (нормальна сила) і Q, яка діє вздовж осі шатуна.

Сили, які діють в кривошипно-шатунному механізмі, можна розрахувати за відомими залежностями, МПа:

а) сила, яка діє вздовж осі шатуна

(3.11)

б) нормальна сила, яка діє на стінку циліндра, навантажує юбку поршня і створює перекидаючий момент

(3.12)

в) радіальна сила, яка діє вздовж осі радіуса кривошипа, діє на шатунну шийку вала

, (3.13)

де - радіальна складова сили Q;

- сила інерції обертальних мас, віднесена до одиниці площі днища поршня, МПа:

. (3.14)

г) сила , яка спрямована вдовж вісі радіуса кривошипа і діє на корінні шийки вала

, (3.15)

де - сила інерції мас кривошипа, що обертаються;

, (3.16) , (3.17)

де - маса частини шатуна, що здійснює обертальний рух, кг/м2; ,

- визначають за довідковою літературою.

Ці сили направлені вздовж радіуса кривошипа від вісі обертання. Вони не змінні за значенням й прикладені до центра шатунної шийки.

д) дотична (тангенціальна) сила, яка направлена по дотичній до радіуса кривошипа, створює на цьому радіусі R індикаторний крутний момент

, (3.18)

є) сумарна сила, яка діє на шатунну шийку,

. (3.19)

За залежностями (3.11)…(3.19) розраховують зусилля для значень кута ??, змінюючи його від 0 до 720°, що відповідає тривалості робочого циклу чотиритактного двигуна, з заданим кроком кута повороту колінчастого вала.

двигун тиск інерція

2. Розрахунок на міцність деталей кривошипно-шатунного механізму і циліндро-поршневої групи

Розрахунок циліндра

Стінки гільз циліндрів не піддаються точному розрахунку. Товщину стінок циліндрів вибирають з умов забезпечення достатньої жорсткості, при якій буде відсутня овалізація як при збиранні, так і при роботі двигуна з навантаженням.

Наближений розрахунок гільз циліндрів двигуна з водним охолодженням полягає у визначені напруження розтягування від максимальних сил тиску газів.

Напруження в стінці циліндрів знаходять з урахуванням особливостей його конструкції. Циліндри блочної конструкції і вставні гільзи розраховують на розтягування по твірній циліндра (l), МПа:

; (4.2)

б) згинаючий момент від сили , прикладеної до середини поршневого пальця, МН·м:

, (4.3)

де - відстань від центру перерізу пальця до опорної поверхні циліндра, м;

- максимальна величина бічної сили, МПа;

- площа поршня, м2.

в) напруження згинання, МПа:

, (4.5)

де W - момент опору поперечного перерізу циліндра, м3:

, (4.6)

де D1і D - відповідно зовнішній та внутрішній діаметри циліндра, м;

г) сумарне напруження від розтягування і згинання, МПа:

, (4.7)

де - для чавунних циліндрів;

- для сталевих циліндрів.

Шпильки кріплення головки блока розраховують на розрив у небезпечному перерізі під дією сили, що виникає під час затягування гайок та сили від тиску газів в циліндрі.

Сила попереднього затягування шпильки, МН:

, (4,8)

де - максимальний тиск при згорянні, МН/м2;

- площа, обмежена кінцем прокладки довкола камери згоряння:

, м2 - з нижнім розміщенням клапанів;

, м2 - верхнім розміщенням клапанів.

Сумарна розрахункова сила, що діє на шпильки, МН:

. (4.9)

Сумарна сила, що припадає на одну шпильку, МН:

, (4.10)

де Z - число шпильок на один циліндр;

Z = 4…6 - з верхнім розміщенням клапанів

Z = 6…8 - з нижнім розміщенням клапанів

Напруження розтягу в шпильці, МПа:



, (4.11)

де - площа мінімального перерізу по внутрішньому діаметру різьби, м;

- для вуглецевих сталей;

- для легованих сталей.

Розрахунок поршня

Розрахунок поршня виконують за максимального значення тиску газів в циліндрі двигуна та бокового тискуNmax.

При розрахунку поршня визначають:

а) напруження згинання в днищі поршня, МПа:

, (4.12)

де r1- внутрішній радіус днища поршня, м;

- мінімальна товщина днища поршня, м.

Для поршнів в алюмінієвих сплавів, МПа:

- без ребер жорсткості;

- з ребрами жорсткості;

Для чавунних поршнів, МПа:

- без ребер жорсткості;

- з ребрами жорсткості;

б) напруження стискання в кільцевому перерізі, послабленому отворами для відведення оливи, МПа:

, (4.13)

де - максимальна сила тиску газів на днище поршня, МН;

- площа розрахункового перерізу по канавці кільця для знімання оливи без урахування площі отворів, м2;

для поршнів з алюмінієвих сплавів ;

для чавунних поршнів ;

в) максимальний тиск на поверхні тертя юбки, МПа:

(4.14)

де - висота юбки поршня, м;

.

Розрахунок поршневого пальця

При виборі діаметра поршневого пальця виходять з умов допустимих напружень згину, зрізу, питомих навантажень на бобики поршня і верхню головку шатуна та допустимої деформації від овалізації пальця.

При розрахунку поршневого пальця визначають:

а) тиск на втулку верхньої головки шатуна, МПа:

, (4.15)

де ;

= 0,60…0,70 - коефіцієнт, який враховує масу поршневого пальця і верхньої головки шатуна;

- максимальний тиск від сил інерції деталей, що здійснюють зворотно-поступальний рух, МПа;

- зовнішній діаметр пальця, м;

- довжина верхньої головки шатуна, м.

Наприклад, для бензинового двигуна відповідає режиму максимального крутного моменту, силами інерції від мас, які рухаються зворотно-поступально для тихохідних двигунів можна знехтувати.

б) тиск на бобики поршня, МПа:

, (4.16)

де - загальна довжина пальця, м;

В - відстань між торцями бобишок, м.

в) напруження згину в пальці, МПа:

, (4.17)

де - відношення внутрішнього діаметра пальця до зовнішнього.

г) напруження в пальці на зріз, МПа:

(4.18)

д) максимальна овалізація пальця, мм:

(4.19)

де Е = (2,0…2,3)·105 МПа - модуль пружності матеріалу пальця

Розрахунок компресійного кільця

Середній тиск кільця на стінку циліндра, МПа:

(4.20)

де Е - модуль пружності матеріалу кільця:

Е = 1·105 МПа - для сірого чавуну;

Е = 1,2·105МПа - для легованого чавуну;

Е = (2,0…2,3)·105МПа - для сталі;

-різницяміж зазорами замка кільця у вільному і робочому стані, м;

t - радіальна товщина кільця, м;

- коефіцієнт, який враховує форму епюри кільця:

- для кільця рівномірного тиску;

- для кільця коригованого тиску;

D - діаметр циліндра, м.

Для бензинових двигунів ; для дизелів

Допустимий середній тиск на стінку циліндра

Напруження згинання в кільці в робочому стані, МПа:

(4.21)

Напруження згинання в кільці під час надягання його на поршень, МПа:

(4.22)

де m = 1,57 - коефіцієнт, що залежить від способу надягання кільця.

.

Розрахунок шатуна

Напруження на розрив у верхній головці шатуна, МПа:

, (4.23)

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

;

- маса поршневого комплекту, приведена до одиниці площі поршня, кг/м2;

- радіус кривошипа, м;

- кутова швидкість колінчастого валу двигуна, с-1;

- площа поршня, м2;

- зовнішній діаметр верхньої головки шатуна, м;

- внутрішній діаметр верхньої головки шатуна, м;

- довжина верхньої головки шатуна, м.

Допускається

Розрахунок стержня шатуна. Запас міцності стержня шатуна визначають в перерізі В-В в середині шатуна на розтяг від сили та на стисканнявід сили .

Значення тисків і вибирають з графіків до динамічного розрахунку двигуна.

Напруження стискання з врахуванням поздовжнього згинання для стержнів шатуна, які звужуються, МН/м2:

(4.24)

де - площа поперечного перерізу стержня шатуна (в перерізі В-В), м2.

- коефіцієнт, який враховує вплив поздовжнього згинання в площині коливання шатуна,

Напруження розтягування, МПа:

(4.25)

Середнє напруження за цикл (з урахуванням знаку), МПа:



. (4.26)

Амплітуда циклу (з урахуванням знаку), МПа:

. (4.27)

Запас міцності стержня шатуна:

(4.28)

де - межа стомлення матеріалу з симетричним циклом на розтягування, МПа:

для вуглецевої сталі

для легованої сталі

- коефіцієнт, що враховує вплив частоти обробки;

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

Напруження згинання в кришці нижньої головки шатуна визначають в її середньому перерізі від дії сил інерції мас деталей, які здійснюють поступальний та обертальний рух і розміщені вище площини роз'єму кришки (рис 4.4). Розрахункова сила, МН:

де , , - приведені маси поршневого комплекту, шатуна, кришки нижньої головки, кг/м2;

- радіус кривошипу, м;

- довжина шатуна, м;

Напруження згинання, МПа:

(4.30)

де - відстань між шатунними болтами, м;

- момент опору розрахункового перерізу кришки без ребер жорсткості, м3;

-відповідно ширина і товщина кришки, м;

- момент інерції перерізу кришки, м4;

- момент інерції перерізу вкладиша, м4;

-відповідно ширина і товщина вкладиша, м;

, - площі поперечного перерізу відповідно кришки і вкладиша, м2;

Запис міцності шатунних болтів. Сила, яка розтягує шатунні болти, МН:

(4.31)

де - сила поперечного затягування болтів, МН;

- коефіцієнт основного навантаження різьбового з'єднання;

- кількість болтів в одному шатуні.

Напруження в болті, МПа:

(4.32)

де - мінімальна площа перерізу болта, м2;

dб - мінімальний діаметр болта в розрахунковому перерізі, м.

Середнє напруження за цикл, МПа:

, (4.33)

Амплітуда напружень

, (4.34)

Запас міцності

, (4.35)

де - коефіцієнт концентрації напруження в різьбі.

Значення , , - такі, як і для матеріалів стержня шатуна.

Розрахунок колінчастого валу

Розрахунок шатунних шийок колінчастого валу

Значення максимального та середнього тиску на шатунну шийку, від яких залежить термін служби підшипників, наведених в табл. 9.

Таблиця 9

Тип двигуна
	qсер	qmax
Бензинові	4…12	7…20
Дизельні	6…15	20…42

Середній тиск на шийку, МПа

(4.36)

де - середнє значення сили, яка діє на шатунну шийку, МПа;

- діаметр та ширина шатунної шийки, м:

.

Максимальний тиск на шатунну шийку, МПа:

(4.37)

де - максимальне значення сили, яка діє на шатунну шийку, МПа;

- максимальний тиск на шатунну шийку, МПа,

.

Величини та визначають з графіків до динамічного розрахунку двигуна.

Шатунні шийки також розраховують на скручування і згинання. Скручування шатунних шийок відбувається внаслідок дії на бігових моментів. і , а згинання від дії згинаючих моментів в площині кривошипу Мz і в площині, перпендикулярній кривошипу MT.

Величини і визначають або за графіком або за таблицями на бігових моментів на шатунні шийки.

Напруження від максимальних та мінімальних дотичних сил

(4.38)

(4.39)

де і максимальний і мінімальний крутний момент, МН·м;

і - зовнішній і внутрішній діаметр шатунної шийки, м.

Середнє напруження циклу, МПа:

(4.40)

Амплітуда напруження, МПа:

(4.41)

Запас міцності шатунної шийки

(4.42)

де - межа витривалості матеріалу щодо кручення, МПа; (для вуглецевих сталей - для легованих сталей для ковких чавунів );

- коефіцієнт напруження;

- коефіцієнт, який враховує масштабні та технологічні фактори;

- коефіцієнт, який залежить від характеристики міцності втоми матеріалу.

Таблиця 10 Запас міцності шийок вала на кручення

Запас міцності шийок вала на кручення nф
Тип двигуна	Корінні шийки	Шатунні шийки
Бензинові	3…5	2…3
Дизельні	4…5	3…3,5

Напруження згинання в шатунній шийці

Розрахунок виконують для випадку повної зрівноваженості сил інерції всіх мас, що обертаються.

Через те, що напруження згинання в шатунних шийках виникають біля країв отворів, призначених для підведення оливи, прийнято визначати згинаючі моменти, які чинять вплив у площині вісі цього отвору.

(4.43)

(4.44)

де - значеннях радіальних сил полярної діаграми в точках дотику перпендикулярів, проведених до вісі, яка перетинає полюс полярної діаграми паралельно вісі отвору для підведення оливи;

і - значення тангенціальних сил в названих точках;

- кут нахилу вісі отвору для оливи;

- відстань між серединами корінних шийок, м.

Максимальне і мінімальне напруження, МПа

Максимальне і мінімальне напруження, МПа

уmax=; уmin=; (4.45) ^5)



де Wуш.ш= 0,5Wуш.ш.

Середнє напруження цикла, МПа,

усер= (4.46)

Амплітуда напружень

уа=(4.47)

Запас міцності

nу= (4.48)

де = 1,2..1,6 враховує концентрацію напружень і технологічний фактор;

у-1 - межа витривалості щодо згинання, МПа;

у-1 = 250...340- для вуглецевих сталей;

у-1= 360...600- для легованих сталей;

у-1 = 150... 180-для ковких чавунів;

у-1 = 140... 150 - для сірих чавунів;

б= 0,2 - коефіцієнт характеристики матеріалу.

Розрахунок корінних шийок колінчастого вала

Розрахунок корінних шийок полягає у визначенні запасу міцності від дотичних напружень змінного циклу. Напруженнями від згинання через те, що вони незначні, нехтують, а також можна не визначати питомі навантаження на корінні шийки, бо вони значно менші навантажень, що діють на шатунні шийки.

Запас міцності корінної шийки на скручування. Для розрахунку запасу міщостізадньої корінної шийки на скручування беруть максимальне Мкли.тох1мінімальнеА/к.ш.тіп значення сумарного крутого моміНіу ідіаграми набіговихмоментів на корінні шийки валу* або з таблиць Иібігонихмоментів длянайбільш напруженої корінної шийки»

Напруження від максимальної дотичної СИЛИ» МІ1а:

фmax=, (4.51)

де =Тсум.max·R·Fп - максимальний крутний момент,
МН·м;

і - відповідно зовнішній та внутрішній діаметри корінної шийки, м

Напруження від мінімальної дотичної сили, МПа:

фmin=, (4.51)

де =Тсум.min·R·Fп-мінімальний крутний момент, МН·м.

Середнє напруження циклу, МПа:

фсер=

Амплітуда напружень, МПа:

фa= (4.54)



Запас міцності корінної шийки:

nф = (4.55)

де ф-1 - межа втоми матеріалу на кручення з симетричним циклом

напруження МПа:

ф-1 =180 …220 - длявуглецевих сталей;

ф-1 =280..320-для легованих сталей;

ф-1 =120…140 - ковких чавунів;

Kф1,8.. .2,0 - коефіцієнт, який враховує концентрацію напружень;

еф = 0,7...0,8 - коефіцієнт, що враховує масштабні та технологічні фактори;

бф= 0,1 - коефіцієнт, що залежить від характеристики міцності матеріалу за втомою.

Розрахунок щік колінчастого вала

Щоки колінчастого вала сприймають складні змінні напруження кручення від дотичних сил, напруження згинання і розтягу вання-стискання від нормальних і тангенціальних сил.

Найбільші напруження виникають в галтелях - місцях переходу шийки в щоку.

Напруження скручування від максимальних і мінімальних дотичних сил, МПа

фmax=, (4.56)

фmin=, (4.57)

де Тmaxі Тmin-- максимальна і мінімальна тангенціальні (дотичні) сили, для найбільш навантаженої шатунної шийки, визначають з діаграм набігових моментів на шатунні шийки вала,

Tmax=Tmin=

lк.ш- довжина корінної шийки, м;

h- товщина щоки, м;

Wфщ - момент опору крученню поперечного перетину щоки,

Wфщ =н·b·h2,(4.58)

де н - коефіцієнт, який залежить від відношення ;

b- ширина щоки, м.

Таблиця 12 Значення коефіцієнта н

н	0,208	0,231	0,239	0,246	0,258	0,267	0,282	0,292
	1	1,5	1,75	2	2,5	3	4	5

Середнє напруження циклу, МПа:

фсер=(4.59)

Амплітуда напружень, МПа:

фa= (4.60)



Запас міцності щоки від напружень кручення

nф =(4.61)

де ф-1 - межа витривалості на кручення, вибирають так само, як і для корінних та шатунних шийок;

0,05. (4.62)

Нормальні напруження згинання і напруження стискання-розтягування створюють згинаючи моменти в площині перпендикулярній площині кривошипа радіальними силами і силами інерції мас, які обертаються.

Розрахунок щік виконують для динамічно зрівноваженого колінчастого вала, МН·м

Мзщ=(4.62)

Сила, яка розтягує чи стискає щоку вала

Рщ= (4.63)

де .

Для розрахунку щоки двопролітного кривошипа (рис. 4.5) замість Rrвраховують Rr.сум (табл.9), авеличину Рjoподвоюють.

Pjk- сила інерції мас кривошипа,які обертаються, МПа;

Pjk= -mkRщ2·10-6

mk-одного коліна без противаг, кг/м (вибирають за табл.2)

Максимальні і мінімальні значення Rrі R1з урахуванням Рjkвизначають за полярною діаграмою.

Максимальні і мінімальні нормальні напруження в щоці, МПа:

усум.max= + (4.64)

усум.min= + (4.65)

де Wущ= - момент опору щоки згинання, м3 ;

Fщ=b·h-площа поперечного перетину щоки, м2. Середнє напруження та амплітуда циклу

усер=(4.66)

Амплітуда напружень

уa= (4.67)

Запас міцності щоки від нормальних напружень

nу= (4.68)

де у-1- межа витривалості щодо згинання, МПа;

у-1= 300.. .400 - для вуглецевих сталей;

у-1= 430.. .700 - для легованих сталей;

у-1= 140...150 -- для сірих чавунів;

kу- коефіцієнт концентрації напружень, kу= 1,2... 1,5;

еMу - коефіцієнт, який враховує масштабний фактор, еMу= 0,5...0,7;

еmу- коефіцієнт, який враховує технологічний фактор,еmу=0.55…0.75;

б=0,15 - коефіцієнт характеристики матеріалу.

Сумарний запас міцності щоки вала

nщ= (4.69)

Для автомобільних двигунів nщ= 2…3, для тракторних двигунів nщ=3…3,5.

Розрахунок маховика з умов забезпечення рівномірності ходу двигуна

Розміри маховика визначають з умови забезпечення плавності двигуна і створення необхідних умов для рушання автомобіля з місця.

Для автомобільних двигунів, які працюють із значним недовантаженням (запас потужності їх достатньо високий), характерний полегшений розгін автомобіля, тому маховик його мас мінімальні розміри.

Тракторні двигуни мають маховик значно більшої маси.

При розрахунку маховика приймається, що його маса зосереджена на ободі, апоперечний переріз ободу мас прямокутну форму (рис. 4.6)

Мета розрахунку:

а) визначити масу маховика, при якій нерівномірність ходу двигуна не перевищує д= 0,01...0,02;

б) визначити розміри ободу маховика: середній діаметр Dсер товщину та h ширину b;

в) перевірити окружну швидкість Vмна зовнішньому діаметрі ободумаховика.



Рис 4.6 До розрахунку сил інерції маховика

Необхідний момент інерції двигуна з маховиком, Н·м·с2:

IД= (4.70)

де Lнад -надмірна позитивна робота в результаті дії сумарної

дотичної сили Тсум,Н·м;

щн- кутова швидкість обертання колінчастого вала двигуна в номінальному режимі, с-1 ;

mТ- масштаб тиску сили Т(з першого листа курсового проекту), МПа/мм;

mц-масштабкута повороту кривошипа (з діаграми сумарного крутногомоменту на першому листі проекту), рад/мм;

F1- площа, що показує найбільшу надмірну позитивну роботу дотичної сили, яка дієна кривошип, мм2 (рис. 4.6, б);

R- радіус кривошипа, м;

Fп -площа поперечного перерізу поршня, м .

Момент інерціїмаховика автомобільного двигуна, Н·м·с2 ;

Iм=(0,8…0,9)Iд

Середній діаметр ободу маховика приймають з конструктивних міркуваньі за нимвизначають масу маховика. Відомо, що

Iм = (4.71)

звідки

mM= (4.72)

де Dсер = (3,0...4,0)S - середній діаметр обода маховика, м;

S- хідпоршня, м.

Товщину обода hприймають з конструктивних міркувань, а ширину визначають за формулою

b= (4.73)

де рm=7800 кг/м3 - густина матеріалу маховика (чавун, сталь).

Лінійна швидкість на зовнішньому діаметрі обода маховика, м/с:

Vм= ( (4.74)

VM?[VM]= 40...50 - для чавунних маховиків;

VM?[VM]= 60...70 - для стальних маховиків.

3. Аналіз зрівноваженості двигуна

В пояснювальній записці відображають схему колінчастого вала двигуна з показом напрямку відцентрових сил, В аналітичній формі аналізують зрівноваженість відцентрових сил, обґрунтовують необхідність використання противаг» показують місця їх установки.

Відображають схему кривошипно-шатунного механізму з показом напрямку сил інерції та їх моментів від мас, що здійснюють зворотно поступальний рух, в аналітичній формі аналізують зрівноваженість цих сил та моментів з виявленням вільних сил та моментів.

За наявності противаг або спеціального механізму для зрівноваження вільних сил та моментів зображають його принципову схему з показом напрямку зрівноважуючих сил та моментів. Роблять опис принципу дії механізму зрівноваження.

Обгрунтовують допустимість присутності незрівноважених сил та моментів від них і дають загальну оцінку зрівноваженості двигуна.



Список літератури

1. Методичні вказівки до виконання курсової роботи з дисципліни «Теорія двигунів внутрішнього згорання» / Укл. К.Є. Долганов. А.А. Лісовал. -К.:УТУ, 2000.-32с.

2. Автомобильньїе двигатели / Архангельский В.М., Вихерт М.М., Ховах М.С. и др.; Под ред. М.С. Ховаха. - М.: Машиностроение, 1977. -- 591 с.

3. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневих двигателей / Д.Н. Вьіборнов, Н.А. Иващенко, В.И. Ивин и др.; Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. - М.: Машиностроение, 1983. -372 с.

4. Двигатели внутреннего сгорания / Хачиян А.С, Морозов К.А., Луканин В.Н. и др.; Под ред. В.Н. Луканина. - М.: Вьісш. шк., 1985. - 311 с.

5. Автомобільнідвигуни. Основитеоріїпоршневихдвигунів: Навчальнийпосібник / К.Є.Долганов. - К.: УМК ВО, 1990. - 79 с.

6. Автомобільнідвигуни: Підручник / Ф.І.Абрамчук, Ю.Ф. Гутаревич. К.Є.Долганов, І.І. Тимченко-К.: Арістей, 2006. - 476 с.

7. Методичнівказівкидовиконаннятеплового і динамічногорозрахунківпоршневихдвигуніввнутрішньогозгоранняна ПЕОМ / Укл. К.Є. Долганов, А.А. Лісовал, Л.П. Мержиєвська. - К.: КАДІ, 1994. - 24 с.

Размещено на Allbest.ru