Расчет привода и поршневого двигателя автомобиля

Курсовая работа является важным этапом подготовки студентов к решению задач применительно к практике по обработке исходной информации и по обучению оформления технической и нормативной документации в соответствии с ГОСТ и ЕСКД.

Качество выполнения курсовой работы характеризует уровень усвоения дисциплины «Основы функционирования систем сервиса», что позволяет оценить готовность студента к самостоятельной работе по выполнению дипломного проекта и к практической деятельности на производстве как будущего специалиста по сервису (Специализация 23.07.12).

1. Приводы автомобиля Простейшая принципиальная схема привода автомобиля (рис. 1) включает в себя карбюраторный или дизельный многоцилиндровый четырехтактный двигатель с кривошипно-шатунным механизмом тронкового типа 1, маховик 2, фрикционную муфту сцепления 3, коробку перемены передач 4, главную передачу 5 заднего моста автомобиля, дифференциал 6 и полуоси 7.

Кривошипно-шатунный механизм предназначен для преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала.

В головке блока размещены впускные и выпускные клапаны.

Маховик 2 во время рабочего хода поршня накапливает запас энергии, за счет которой осуществляется нерабочий ход и повышается равномерность вращения коленчатого вала.

Фрикционная муфта сцепления 3 обеспечивает присоединение или отсоединение трансмиссии (коробки перемены передач) и двигателя внутреннего сгорания.

Коробка перемены передач 4 (КПП) — двухступенчатая и двухскоростная.

Главная передача 5 — коническая, соединена шестернями дифференциала с полуосями заднего моста.

2. Двигатель внутреннего сгорания Поршневые двигатели внутреннего сгорания являются тепловыми двигателями, у которых химическая энергия топлива преобразуется в механическую работу непосредственно в самом двигателе.

Преобразование химической энергии в тепловую и тепловой — в энергию движения поршня (механическую) происходит практически одновременно, непосредственно в цилиндре двигателя.

В результате сгорания рабочей смеси в цилиндрах двигателя образуются газообразные продукты с высоким давлением и температурой.

Под влиянием давления поршень совершает поступательное движение, которое с помощью шатуна и кривошипа преобразуется во вращение коленчатого вала.

Четырехтактными называют двигатели, у которых один рабочий цикл совершается за четыре хода (такта) поршня, соответствующих двум оборотам коленчатого вала. Схема работы четырехтактного двигателя без наддува представлена на рис. 2.

Первый такт — впуск или всасывание горючей смеси — соответствует движению поршня вниз от В.М.Т. до Н.М. Т. За счет движения поршня создается разрежение (около 0,05 — 0,1 н/см²) и горючая смесь через открытый клапан «а» засасывается в цилиндр. Для достижения максимального наполнения цилиндра впускной клапан открывается несколько раньше положения поршня в В.М.Т. (точка 1) с определенным углом опережения и закрывается с некоторым углом запаздывания после Н.М.Т. (точка 2).

Второй такт — сжатие — соответствует движению поршня вверх от момента закрытия впускного клапана до момента прихода поршня в В.М. Т. Во время такта сжатия все клапаны находятся в закрытом положении.

Поршень сжимает находящуюся в цилиндре горючую смесь, в точке 3 подается искра в свече для воспламенения горючей смеси.

Третий такт — горение и расширение (рабочий ход) — соответствует движению поршня от В.М.Т. к Н.М.Т. под давлением сгорающего топлива и расширяющихся продуктов сгорания. (от точки 4 до точки 5).

Четвертый такт — выпуск отработавших газов — осуществляется при ходе поршня вверх от Н.М.Т. к В.М. Т. Этот ход поршня происходит при открытом выпускном клапане «б». Для улучшения процесса выпуска клапан открывается несколько раньше Н.М.Т. (точка 5) и закрывается с некоторым запаздыванием (точка 6).

В дизель, в отличие от карбюраторного двигателя, при движении поршня от В.М.Т. к Н.М.Т. засасывается через впускной клапан атмосферный воздух, на такте сжатия повышается давление и температура, при впрыске через форсунку топливо самовоспламеняется и сгорает, газы расширяясь давят на поршень, совершая рабочий ход, при движении поршня из Н.М.Т. к В.М.Т. через открытый выпускной клапан отработанные газы выталкиваются в атмосферу.

При дальнейшем движении поршня вниз начинается новый рабочий цикл, такты которого повторяются в перечисленной ранее последовательности.

Рабочий цикл четырехтактного двигателя изображается диаграммами в виде замкнутой (рис. 3) и развернутой (рис. 4).

Исходные данные для кинематического и динамического (силового) анализа кривошипно-шатунного механизма представлена в таблице 1.

3. Обозначения К — карбюраторный двигатель Д — дизель В.М.Т. — верхняя мертвая точка Н.М.Т. — нижняя мертвая точка

П_ведом — ведомый вал

П_д — частота вращения двигателя (ведущего вала), об/мин;

П_п — частота вращения промежуточного вала КПП, об/мин;

П_кпп — частота вращения выходного вала КПП, об/мин;

П_в — частота вращения ведомого вала главной передачи, об/мин;

R — радиус кривошипа, мм;

— постоянная кривошипно-шатунного механизма;

= R / L = 0,25

где L — длина шатуна, мм;

Р₁, Р₂, Р₃, Р₄ — давление газов в цилиндре двигателя, МПа; (см. Индикаторная диаграмма Рис. 3)

Z₁ … Z₆ — число зубьев шестерен и колес в коробке перемен передач и в главной передаче;

Р_ш — сила, направленная по оси шатуна, Н; (см. рис. 5)

Р_г — сила давления газов на поршень, Н;

Р_н — сила, направленная перпендикулярно оси цилиндра, Н;

Р_р — радиальная сила, действующая по радиусу кривошипа, Н;

Pт — тангенциальная сила, действующая по касательной к окружности

4. Исходные данные (=0,25)

Таблица 1

5. Содержание курсовой работы Курсовая работа состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части в виде принципиальной схемы привода автомобиля (рис. 1), схемы работы четырехтактного двигателя (рис. 2), замкнутой и развернутой индикаторной диаграммы (рис. 3, рис.4), схемы кривошипно шатунного механизма и действия сил давления газов на поршень (рис.5), графика зависимости пути «S», скорости «» и ускорения «а» поршня от угла «» поворота коленчатого вала (рис. 6), графика зависимости усилий Р_ш, Р_н, Р_р, Р_т и крутящего момента М_кр на валу двигателя от угла «» поворота коленчатого вала.

По исходным данным вначале построить индикаторные диаграммы (рис. 3, рис.4).

Расчетно-пояснительная записка включает титульный лист (см. Приложение), исходные данные на выполнение курсовой работы и следующие разделы:

Привод автомобиля.

Двигатель внутреннего сгорания.

Обозначение:

Исходные данные (Таблица 1).

Содержание курсовой работы.

Кинематический анализ кривошипно-шатунного механизма.

Динамический анализ кривошипно-шатунного механизма.

Силовой расчет трансмиссии автомобиля.

Прочностной расчет поршня и поршневого пальца двигателя.

6. Кинематический анализ кривошипно-шатунного механизма

6.1 Выражение для определения перемещения «S» поршня в зависимости от угла поворота кривошипа «» запишется в виде (рис. 5)

S = (R + L) — (R*Cos + L*Cos) = R (1 — Cos) + L (1 — Cos) = R (1 — Cos) + L (1 — 1 — ² * Sin²)

Величина R (1 — Cos) — определяет путь, который прошел бы поршень, если шатун был бы бесконечно длинным,

а величина L (1 — 1 — ² * Sin²) — есть поправка на влияние конечной длины шатуна.

Используя формулу Бинома Ньютона выражение для вычисления «S «упрощается:

S = R (1 — Cos + (/2)* Sin²).

S = 75*(1 — Cos0 + (/2)* Sin²0)=0

S = 75*(1 — Cos30 + (/2)* Sin²30)=12.392

S = 75*(1 — Cos60 + (/2)* Sin²60)=44.531

S = 75*(1 — Cos90 + (/2)* Sin²90)=84.375

S = 75*(1 — Cos120 + (/2)* Sin²120)=119.531

S = 75*(1 — Cos150 + (/2)* Sin²150)=142.296

S = 75*(1 — Cos180 + (/2)* Sin²180)=150

S = 75*(1 — Cos210 + (/2)* Sin²210)=142.296

S = 75*(1 — Cos240 + (/2)* Sin²240)=119.531

S = 75*(1 — Cos270 + (/2)* Sin²270)=84.357

S = 75*(1 — Cos300 + (/2)* Sin²300)=44.531

S = 75*(1 — Cos330 + (/2)* Sin²330)=12.392

S = 75*(1 — Cos360 + (/2)* Sin²360)=0

Расчеты внесем в табл.2 и построим график зависимости

S = f ()… (рис.6)

6.2 Скорость поршня изменяется во время «t», т. е.

= ds / dt = (ds / d) * (d / dt),

где d / dt = - угловая частота вращения.

ds / d = R* d/d (1 — Cos + (/2)* Sin²) =

= R (Sin + (/2)* Sin 2)

= * R (Sin + (/2)* Sin2).

= (3.14*3400/30)*45 (Sin0 + (/2)* Sin 2*0)=0

= (3.14*3400/30)*45 (Sin30 + (/2)* Sin 2*30)=11 936.97

= (3.14*3400/30)*45 (Sin60 + (/2)* Sin 2*60)=19 120.22

= (3.14*3400/30)*45 (Sin90 + (/2)* Sin 2*90)=19 625

= (3.14*3400/30)*45 (Sin120 + (/2)* Sin 2*120)=14 871.28

= (3.14*3400/30)*45 (Sin150 + (/2)* Sin 2*150)=7688.03

= (3.14*3400/30)*45 (Sin180 + (/2)* Sin 2*180)=0

= (3.14*3400/30)*45 (Sin210 + (/2)* Sin 2*210)= -7688.03

= (3.14*3400/30)*45 (Sin240 + (/2)* Sin 2*240)= -14 871.28

= (3.14*3400/30)*45 (Sin270 + (/2)* Sin 2*270)= -19 625

= (3.14*3400/30)*45 (Sin300 + (/2)* Sin 2*300)= -19 120.22

= (3.14*3400/30)*45 (Sin330 + (/2)* Sin 2*330)= -11 936.97

= (3.14*3400/30)*45 (Sin360 + (/2)* Sin 2*360)=0

Расчеты внесем в табл. 2 и построим график зависимости

= f () … (рис. 6)

6.3 Ускорение поршня изменяется во времени t, т. е.

а = d / dt = (d / d) * (d / dt) = (d / d) * .

d / d = * R * d/ d (Sin + (/2)* Sin2?) =

= * R * (Cos + * Cos2?).

а = * (d / d) = ² * R * (Cos + * Cos2?).

а = (3.14*3400/30)² * 45 * (Cos0 + * Cos2*0)=6 419 010.4

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos30 + * Cos2*30)=5 089 121.91

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos60 + * Cos2*60)=1 925 703.125

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos90 + * Cos2*90)= -1 283 802.1

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos120 + * Cos2*120)= -3 209 505.2

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos150 + * Cos2*150)= -3 805 319.82

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos180 + * Cos2*180)= -3 851 406.25

а = (3.14*3400/30)²* 45 * (Cos210 + * Cos2*210)= -3 805 319.82

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos240 + * Cos2*240)= -3 209 505.2

а = (3.14*3400/30)² * 45 * (Cos270 + * Cos2*270)= -1 283 802.1

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos300 + * Cos2*300)=1 925 703.125

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos330 + * Cos2*330)=5 089 121.91

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos360 + * Cos2*360)=6 419 010.4

Расчеты занесем в табл.2 и построим график зависимости

а = f () … (рис. 6).

Таблица 2

7. Динамический анализ кривошипно-шатунного механизма К основным силам, действующим в кривошипно-шатунном механизме, относят: силы давления газов на поршень, силы инерции масс движущихся частей и полезное сопротивление на колесах заднего моста автомобиля. Силами трения в кривошипно-шатунном механизме пренебрегаем из-за их небольшой величины.

Силы давления газа на поршень находятся в прямой зависимости от рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания (см. индикаторные диаграммы (рис. 3, рис. 4)).

Давление газа на поршень изменяется в зависимости от угла поворота кривошипа и для любого положения поршня определяется по индикаторной диаграмме для данного варианта исходных данных и заносится в таблицу 3.

Силы инерции зависят от масс движущихся деталей и числа оборотов двигателя. График зависимости сил инерции от угла поворота кривошипа коленчатого вала представлен на развернутой индикаторной диаграмме (рис. 4).

Мгновенная сила от давления газов, действующая на поршень:

Р = Р_г * F = Р_г * (?*Д² / 4); МН;

где Д — диаметр цилиндра, м;

F — площадь поршня, м²;

Р_г — давление газов, МПа;

Движущее усилие Р_д = Р + Р_и равно сумме силы от давления газов на поршень Р и сил инерции движущихся частей Р_и.

Р_д = Р*F = ?*Д² / 4 * Р;

Р_д = -0,9*3,14*0,082²/4= -0,475 Р_д = 4,3*3,14*0,082²/4=0,0227

Р_д = -0,8*3,14*0,082²/4= -0,422 Р_д = 2,9*3,14*0,082²/4=0,1 531

Р_д = -0,5*3,14*0,082²/4= -0,264 Р_д = 2,6*3,14*0,082²/4=0,1 372

Р_д = 0,3*3,14*0,082²/4=0,158 Р_д = 2,4*3,14*0,082²/4=0,1 267

Р_д = 0,8*3,14*0,082²/4=0,422 Р_д = 2,5*3,14*0,082²/4=0,0132

Р_д = 1*3,14*0,082²/4=0,528 Р_д = 2,55*3,14*0,082²/4=0,1 346

Р_д = 1,1*3,14*0,082²/4=0,581 Р_д = 2,3*3,14*0,082²/4=0,1 214

Р_д = 1,1*3,14*0,082²/4=0,581 Р_д = 1,75*3,14*0,082²/4=0,924

Р_д = 1*3,14*0,082²/4=0,528 Р_д = 0,75*3,14*0,082²/4=0,396

Р_д = 0,5*3,14*0,082²/4=0,264 Р_д = -0,5*3,14*0,082²/4= -0,264

Р_д = 0*3,14*0,082²/4=0 Р_д = -0,8*3,14*0,082²/4= -0,422

Р_д = -0,2*3,14*0,082²/4= -0,106 Р_д = -0,9*3,14*0,082²/4= -0,475

Р_д = 1*3,14*0,082²/4=0,528

Сила давления газов на поршень Р (см. рис. 5.) разлагается на силу, направленную по оси шатуна Р_ш, и силу, перпендикулярную оси цилиндра

Р_н.Р_ш = Р_д / Cos

Р_ш = -0,475/1= -0,475

Р_ш =-0,422/0,99= -0,418

Р_ш =-0,264/0,98= -0,259

Р_ш =0,158/ 0,97=0,153

Р_ш =0,422/ 0,98= 0,414

Р_ш =0,528/ 0,99=0,523

Р_ш =0,581/1=0,581

Р_ш =0,581/ -0,99= -0,575

Р_ш =0,528/ -0,98= -0,517

Р_ш =0,264/-0,97= -0,256

Р_ш =0/-0,98= 0

Р_ш =-0,106/ -0,99=0,105

Р_ш =0,528/ -1= -0,528

Р_ш =0,0227/ -0,99= -0,0227

Р_ш =0,1 531/ -0,98= -0,015

Р_ш =0,1 372/-0,97= -0,1 331

Р_ш =0,1 267/-0,98= -0,1 242

Р_ш =0,0132/-0,99= -0,1 307

Р_ш =0,1 346/ 1=0,1 346

Р_ш =0,1 214/ 0,99=0,1 202

Р_ш =0,924/0,98=0,906

Р_ш =0,396/0,97=0,384

Р_ш =-0,264/0,98= -0,259

Р_ш =-0,422/0,99= -0,422

Р_ш =-0,475/1= -0,475

Р_н = Р_д * tg;

Р_н = -0,475*0=0

Р_н =-0,422*0,13= -0,55

Р_н =-0,264*0,22= -0,58

Р_н =0,158*0,26=0,41

Р_н =0,422*0,22=0,93

Р_н =0,528*0,13=0,69

Р_н =0,581*0=0

Р_н =0,581*(-0,13)= -0,76

Р_н =0,528*(-0,22)= -0,116

Р_н =0,264*(-0,26)= -0,69

Р_н =0*(-0,22)=0

Р_н =-0,106*(-0,13)=0,14

Р_н =0,528*0=0

Р_н =0,0227*(-0,13)= -0,295

Р_н =0,1 531*(-0,22)= -0,337

Р_н =0,1 372*(-0,26)= -0,357

Р_н =0,1 267*(-0,22)= -0,279

Р_н =0,0132*(-0,13)= -0,172

Р_н =0,1 346*0=0

Р_н =0,1 214*0,13=0,158

Р_н =0,924*0,22=0,203

Р_н =0,396*0,26=0,103

Р_н =-0,264*0,22= -0,58

Р_н =-0,422*0,13= -0,55

Р_н =-0,475*0=0

Сила Р_ш стремится сжать или растянуть шатун, а сила Р_н прижимает поршень к стенке цилиндра и направлена в сторону, противоположную вращению двигателя.

Сила Р_ш может быть перенесена по линии её действия в центр шейки кривошипа и разложена на тангенциальную силу Р_т, касательную к окружности, и радиальную силу Р_р, действующую по радиусу кривошипа Р_р = Р_ш*Cos (+) = P_д * (Cos (+) / Cos);

Р_р = -0,475*1= -0,457

Р_р =-0,422*0,8= -0,336

Р_р =-0,264*0,31= -0,82

Р_р =0,158*(-0,26)= -0,41

Р_р =0,422*(-0,69)= -0,291

Р_р =0,528*(-0,93)= -0,491

Р_р =0,581*(-1)= -0,581

Р_р =0,581*(-0,93)= -0,0054

Р_р =0,528*(-0,69)= -0,364

Р_р =0,264*(-0,26)= -0,69

Р_р =0*0,31=0

Р_р =-0,106*0,8= -0,85

Р_р =0,528*1=0,528

Р_р =0,0227*0,8=0,1 816

Р_р =0,1 531* 0,31=0,475

Р_р =0,1 372*(-0,26)= -0,357

Р_р =0,1 267*(-0,69)= -0,874

Р_р =0,0132*(-0,93)= -0,1 228

Р_р =0,1 346*(-1)= -0,1 346

Р_р =0,1 214*(-0,93)= -0,1 129

Р_р =0,924*(-0,69)= -0,638

Р_р =0,396*(-0,26)= -0,103

Р_р =-0,264*0,31= -0,82

Р_р =-0,422*0,8= -0,336

Р_р =-0,475*1= -0,475

Силы Р_т и Р'_т образуют на коленчатом валу пару сил с плечом R, момент которой приводит во вращение коленчатый вал и называется крутящим моментом двигателя.

М_кр= Р_т*R = Р_д * (Sin (+) / Cos) * R;

где Р_т = Р_д * (Sin (+) / Cos); R — радиус кривошипа в м.

М_кр=0,075*(-0,475)*0=0

М_кр=0,075*(-0,422)*0,61= -0,19

М_кр=0,075*(-0,264)*0,98= -0,19

М_кр=0,075*0,158*1=0,12

М_кр=0,075*0,422*0,75=0,24

М_кр=0,075*0,528*0,39=0,15

М_кр=0,075*0,581*0=0

М_кр=0,075*0,581*(-0,39)= -0,17

М_кр=0,075*0,528*(-0,75)= -0,0003

М_кр=0,075*0,264*(-1)= -0,0002

М_кр=0,075*0*(-0,98)=0

М_кр=0,075*(-0,106)*(-0,61)=0,5

М_кр=0,075*0,528*0=0

М_кр=0,075*0,0227*(-0,61)= -0,104

М_кр=0,075*0,1 531*(-0,98)= -0,113

М_кр=0,075*0,1 372*(-1)= -0,103

М_кр=0,075*0,1 267*(-0,75)= -0,71

М_кр=0,075*0,0132*(-0,39)= -0,39

М_кр=0,075*0,1 346*0=0

М_кр=0,075*0,1 214*0,39=0,36

М_кр=0,075*0,924*0,75=0,52

М_кр=0,075*0,396*1=0,0003

М_кр=0,075*(-0,264)*0,98= -0,19

М_кр=0,075*(-0,422)*0,61= -0,19

М_кр=0,075*(-0,475)*0=0Р_т =-0,475*0=0

Р_т =-0,422*0,61= -0,257

Р_т =-0,264*0,98= -0,259

Р_т =0,158*1=0,158

Р_т =0,422*0,75=0,316

Р_т =0,528*0,39=0,206

Р_т =0,581*0=0

Р_т =0,581*(-0,39)= -0,227

Р_т =0,528*(-0,75)= -0,396

Р_т =0,264*(-1)= -0,264

Р_т =0*(-0,98)=0

Р_т =-0,106*(-0,61)=0,65

Р_т =0,528*0=0

Р_т =0,0227*(-0,61)= -0,1 385

Р_т =0,1 531*(-0,98)= -0,015

Р_т =0,1 372*(-1)= -0,1 372

Р_т =0,1 267*(-0,75)= -0,0095

Р_т =0,0132*(-0,39)= -0,515

Р_т =0,1 346*0=0

Р_т =0,1 214*0,39=0,473

Р_т =0,924*0,75=0,693

Р_т =0,396*1=0,396

Р_т =-0,264*0,98= -0,259

Р_т =-0,422*0,61= -0,257

Р_т =-0,475*0=0

На подшипники коленчатого вала действует сила Р'_ш, которая может быть разложена на силу P' = P и Р'_н = Р_н. Значение расчетных величин Р_д, Р_ш, Р_н, Р_р, Р_т и М_дв занести в табл. 3 и построить зависимости от .

8. Силовой расчет трансмиссии автомобиля.

Трансмиссия автомобиля (рис. 1) включает в себя фрикционную муфту сцепления 3, коробку перемены передач 4, главную передачу 5 заднего моста, дифференциал 6 и полуоси 7.

Коробка перемены передач состоит из двух пар шестерен: первая пара с числом зубьев Z₁ и Z₂, вторая пара с числом зубьев Z₃ и Z₄.

Шестерня Z₂ — подвижная по промежуточному валу и может выходить из зацепления с Z₁. Прямая передача может включаться с помощью кулачковой муфты при разъединении шестерен Z₁ и Z₂.

Передаточное отношение коробки перемены передач вычисляется по выражению:

i_p = i₁*i₂.

Передаточное отношение первой зубчатой пары

i₁ = Z₂ / Z₁,

а второй i₂ = Z₄ / Z₃, т. е. i_p = (Z₂ / Z₁) * (Z₄ / Z₃).

i_p =(60/20)*(100/25)=12

Передаточное отношение конических шестерен главной передачи:

i_к = Z₆ / Z₅. i_к =80/20=4

Общее передаточное отношение

i_общ = i_р * i_к .

i_общ =12*4=48

Частота вращения выходного вала коробки передач П_вых = П_g / i_p; а ведомого вала П_ведом = П_вых / i_к.

П_вых =2500/12=208,33 об/мин П_ведом =208,33/4=52,08 об/мин Крутящий момент на ведомом валу:

М_кр=М_ведом=М_g*i_общ.

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,19*48=-0,912

М_кр=-0,19*48=-0,912

М_кр=0,12*48=0,576

М_кр=0,24*48=0,1 152

М_кр=0,15*48=0,0072

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,17*48=-0,816

М_кр=-0,0003*48=-0,0144

М_кр=-0,0002*48=-0,0096

М_кр=0*48=0

М_кр=0,5*48=0,0024

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,104*48=-0,4 992

М_кр=-0,113*48=-0,5 424

М_кр=-0,103*48=-0,4 944

М_кр=-0,71*48=-0,3 408

М_кр=-0,39*48=-0,1 872

М_кр=0*48=0

М_кр=0,36*48=0,1 728

М_кр=0,52*48=0,2 496

М_кр=0,0003*48=0,0144

М_кр=-0,19*48=-0,912

М_кр=-0,19*48=-0,912

М_кр=0*48=0

9. Прочностной расчет узлов и деталей двигателя

9.1 Поршень Поршень рассчитывается на сжатие от силы давления газов Р_г по наименьшему сечению, расположенному выше поршневого пальца, на удельное давление тронка, на прочность днища, а поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление (рис. 7).

Напряжение сжатия определяется из выражения:

_сж = Р_г/F_{min сж} Н/мм²,

где F_min — наименьшее сечение поршня над пальцем (в большинстве конструкций проходит по канавке последнего кольца), мм².

F_min= (?*Д² / 4) — (?*Д₁² / 4)=? / 4*(Д²— Д₁²)

Д₁=Д-(0,05…0,07)*Д=Д*(1−0,06)=82*0,94=77,08 мм

F_min=3,14/4*(82²-77,08²)=614,4 мм²

т.к. Р_г = Р_г^max * (?*Д² / 4);

P_г=5*(3,14*82²/4)=26 391,7 Н.

_сж =263 917/614,4=42,96 Н/мм² _сж

Допустимое напряжение для поршней из алюминиевых сплавов _сж = 50,0 … 70,0 Н/мм², и для стальных _сж = 100 Н/мм².

Расчет тронка поршня на удельное давление и определение длины направляющей части производится по формуле

L_p = P_{н. max} / Д*к,

где P_{н. max} = (0,07…0,11) P_г; к = 2…7 кг/см².

L_p =0,09*26 391,7/(8,2*5)=57,933

Днище поршня рассчитывается на изгиб. При плоском днище условие прочности (максимально-допустимое напряжение изгиба) имеет вид

_и = P_{г. max} / 4² _и,

где — толщина днища поршня, мм.

Допустимое напряжение на изгиб днищ для алюминиевого поршня

_и = 70 н/мм², а для стальных — _и = 100 н/мм².

При проектировании пользуются эмпирическими зависимостями, установленными практикой.

Толщина днища алюминиевых поршней = (0,1 … 0,12) Д и стальных (0,06 … 0,1) Д.

Для алюминиевых: _и = 26 391,7/ 4*(0,12*82)² =68,14 _и

Для стальных: _и = 26 391,7 / 4*(0,1*82)²=98,125 _и

Толщина стенки поршня за кольцами принимается равной (0,05 … 0,07) Д;

Общая длина поршня L = (1,2 … 1,8)S,

Где S — ход поршня, S = 2R, мм S=2*75=150 мм Расстояние от нижней кромки поршня до оси пальца

С = (0,7 … 1,2) Д. С=0,9*82=73,8

Поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление.

Р_max = (P_{г. max} /d_п)* l_п, н/мм²

Где d_п — наружный диаметр поршнего пальца, мм, d_п / Д = 0,4.

d_п=0,4*Д=0,4*82=32,8 мм

l_п — длина гнезд пальца, мм, l_п = 2 d_п .

l_п=2*32,8=65,6 мм Р_max =(5/32,8)*65,6=10 н/мм²

Допускаемые удельные давления составляют р = 20 … 40, н/мм²

9.2 Поршневой палец Поршневой палец проверяется по наибольшему давлению сгорания Р_{г. max} = Р₄ на изгиб и на срез.

Палец рассматривается как балка с равномерно распределенной нагрузкой и концами, лежащими на опорах.

Изгибающий момент относительно опасного сечения II:

М_и = P_г/2 (L/2 — а/4), Н*мм,

Где L — расстояние между опорами, мм,

L = Д — d_п=82−32,8=49,2 мм, а — длина подшипников верхней опоры шатуна, мм,

а = d_п=32,8 мм Следовательно:

М_и = 26 391,7/2(49,2/2 — 32,8/4)=216 406,2 Н*мм Напряжение изгиба

_и = М_и / W_и, н/мм²; _и,

где W_и — момент сопротивления изгибу

W_и = 0,1 * ((d⁴_п — d⁴_в) / d _п), мм³,

Где d_в — внутренний диаметр поршневого пальца, мм; d_в = 0,5*d_п d_в=0,5*32,8=16,4 мм

W_и =0,1*((32,8⁴-16,4⁴)/32,8)=3308,208 мм³

_и =216 406,2/3308,208=65,415 н/мм²; _и,

_и = 120 н/мм² для углеродистой стали.

Срезывающие напряжения пальца _ср = P_г / 2 °F < [_ср]

F — поперечное сечение пальца, мм²,

F = (?/4) * (d²_п — d²_в)=(3,14/4)*(32,8²-16,4²)=633,4 мм²

_ср =216 406,2/(2*633,4)=170,83 Н/мм²< [_ср]

[_ср] = 500…600 Н/см².

Литература

Е. Росляков, И. Кравчук, В. Гладкевич, А.Дружинин. «Энергосиловое оборудование систем жизнеобеспечения». Учебник — СПб: Политехника, 2004. — 350 с.: ил.

«Многоцелевые гусеничные и колесные машины.» Под ред. Акад., докт. техн. наук, проф. Г. И. Гладкова — М: Транспорт, 2001. — 214 с.

Скойбеда А.Т. и др. «Детали машин и основы конструирования.» Учебник М, Высшая школа, 2000. — 584 с.