Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчёт двигателя Ауди

Введение

Прогресс в автомобильной отрасли материального производства, дальнейшее увеличение грузооборота автомобильного транспорта предусматриваем не только количественный рост автомобильного парка, но и значительное улучшение использование имеющихся автомобилей.

В области развития и совершенствования автомобильных двигателей основными задачами является: расширение использования экономичных двигателей, для грузовых автомобилей, снижение стоимости их изготовления и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится задача по уменьшению токсичных выбросов двигателей в атмосферу, а также ставятся задачи по снижению уровня шума работы двигателей. Выполнение этих задач требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией автомобильных двигателе, глубоких знаний теории, конструкции и расчета автотракторных двигателей внутреннего сгорания.

1. Тепловой расчет

1.1 Подбор топлива

В соответствии с заданной степеню сжатия ? = 11 можно использовать бензин марки АИ-95.

Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива

и

Низшая теплота сгорания топлива равна:

, [1.1]

где количество водяных паров в продуктах сгорания единицы топлива.

.

1.2 Параметры рабочего тела

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг. топлива:

; [1.2]

где - теоретически необходимое количество воздуха в кмолях для сгорания 1 кг топлива;

0,208 - объёмное содержание кислорода в 1 кмоль воздуха.

; [1.3]

где - теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1 кг топлива;

0,23 - массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха.

Количество горючей смеси равно:

, [1.4]

При :

Количество отдельных компонентов продуктов неполного сгорания топлива:

; [1.5]

; [1.6]

; [1.7]

; [1.8]

; [1.9]

Вычисляем общее количество продуктов неполного сгорания топлива:

; [1.10]

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

тепловой двигатель кинематика индикаторный

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува

При постоянном значении степени сжатия температура остаточных газов практически линейно возрастает с увеличением скоростного режима при , но уменьшается при обогащении смеси. Принимается температура остаточних газов

За счёт расширения фаз газораспределения и снижения сопротивления при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя, можно получить на скоростном номинальном режиме:

. [1.11]

1.4 Расчет действительных циклов работы двигателя

1.4.1 Процесс впуска

За период процесса впуска осуществляется наполнение цилиндра двигателя горючей смесью. Изменение давления в процессе впуска в двигателе приведено на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 - Изменение давления в процессе впуска в четырехтактном двигателе без наддува

Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошого наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается

Вычислим плотность заряда на впуске:

, [1.12]

где R_B - удельная газовая постоянная воздуха.

,

где R=8315 Дж/(кмоль град) - универсальная газовая постоянная.

Потери давления на впуске в двигателе равны:

, [1.13]

где - потери давления за счёт сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре.

- коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

- коэффициент сопротивления впускной системы

- средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы.

= 2.5 и =80 м/c приняты в соответствии со скоростным режимом двигателя и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе.

.

Определим давление в конце впуска:

; [1.14]

Вычислим коэффициент остаточных газов:

, [1.15]

где - коэффициент дозарядки;

- коэффициент очистки.

.

Температура в конце такта впуска рассчитывается по формуле, полученной из уравнения теплового баланса в цилиндре двигателя в конце такта впуска:

; [1.16]

Коэффициент наполнения рассчитаем по формуле:

; [1.17]

.

1.4.2 Процесс сжатия

В период процесса сжатия в цилиндре двигателя повышаются температура и давление рабочего тела, что обеспечивает надежное воспламенение и эффективное сгорание топлива.

Изменение давления в процессе сжатия показано на рисунке 2. В реальных условиях сжатие происходит по сложному закону, практически не подчиняющемуся термодинамическим соотношениям, так как на изменение температуры и давления в этом процессе влияют кроме изменения теплоемкости рабочего тела в зависимости от температуры.

Изменения давления в процессе сжатия изображено на рисунке 1.2.

Рисунок 1.2 - Изменение давления в процессе сжатия

При работе бензинового двигателя на номинальном режиме значение показателя политропы сжатия в зависимости от найдём:

[1.18]

При и по номограмме рисунок 25 /1, с. 48/ найдём значение .

.

Давление и температуру в конце сжатия определим из уравнений:

; [1.19]

; [1.20]

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) воздуха

, [1.21]

где

б) остаточных газов

определяется по табл. 7 /1, c. 18/ методом интерполяции

в) рабочей смеси

; [1.22]

1.4.3 Процесс сгорания

Процесс сгорания - основной процесс рабочего цикла двигателя, в течение которого теплота, выделяющаяся вследствие сгорания топлива, идет на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы. С целью упрощения термодинамических расчетов автомобильных и тракторных двигателей принимают, что процесс сгорания в двигателях с воспламенением от сжатия - при V=const и P=const, т.е. по циклу со смешанным подводом теплоты (прямые и на рисунке 1.3).



Рисунок 1.3 - Изменение давления в процессе сгорания в бензиновом двигателе

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси в бензиновом двигателе, вычислим по формуле:

; [1.23]

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси рассчитаем по формуле:

; [1.24]

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

; [1.25]

.

Определим теплоту сгорания рабочей смеси:

; [1.26]

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

; [1.27]

Величина коэффициента использования теплоты уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения.

При n=7250 об/мин величина коэффициента использования теплоты ?_Z=0,94.

Температура в конце видимого процесса сгорания:

; [1.28]

Максимальное давление сгорания теоретическое:

; [1.29]

Максимальное давление сгорания действительное:

; [1.30]

Пример изменения давления в процессе сгорания в карбюраторном двигателе показан на рис. 1.3.

Степень повышения давления:

; [1.31]

1.4.4 Процесс расширения и выпуска

В результате осуществления процесса расширения происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу.

Изменение давления в процессе расширения показано на рисунке 1.4 (а).

Кривые схематически показывают действительное изменение давления в цилиндрах двигателя в процессе расширения. В реальных двигателях расширение протекает по сложному закону, зависящему от теплообмена между газами и окружающими стенками, величины подвода теплоты в результате догорания топлива и восстановления продуктов диссоциации, утечки газов через не плотности.

Условно считают, что процесс расширения в действительном цикле протекает по политропе с постоянным показателем политропы.

За период выпуска из цилиндра двигателя удаляются отработавшие газы.

Изменение давления в процессе выпуска в цилиндре двигателя без наддува показано на рисунке 1.4 (б). В современных двигателях открытие выпускного клапана происходит за 56 град. до н.м.т.

Закрытие выпускного клапана происходит через 20 град. после в.м.т., что повышает качество очистки цилиндра за счет эжекционного свойства потока газа, выходящего из цилиндра с большой скоростью.

Средний показатель адиабаты расширения К₂ определяется по номограмме (рис. 29).

При ?=11; ?=0,91; Т_Z =2857.71 К К₂=1,2557

Средний показатель политропы расширения n₂ оценивается по величине среднего показателя адиабаты n₂ =1,255.

Давление и температура в конце процесса расширения:

; [1.32]

.

; [1.33]

.



а) б)

Рисунок 1.4 - Изменение давления в процессе расширения (а) и в процессе выпуска (б) в бензиновом двигателе

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

; [1.34]

1.5 Индикаторные параметры рабочего цикла

Рабочий цикл двигателя внутреннего сгорания характеризуется средним индикаторным давлением, индикаторной мощностью и индикаторным к.п.д.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

; [1.35]

Определим среднее индикаторное давление:

, [1.36]

где - коэффициент полноты диаграммы.

Определяем индикаторный К.П.Д.:

; [1.37]

Индикаторный удельный расход топлива равен:

; [1.38]

1.6 Эффективные показатели двигателя

Параметры, характеризующие работу двигателя, отличаются от индикаторных наличием необходимых затрат полезной работы на преодоление различных механических сопротивлений и на совершения процессов впуска и выпуска.

Потери на преодоление различных сопротивлений оценивают величиной мощности механических потерь или величиной работы, соответствующей мощности механических потерь, отнесенной к единице рабочего объема цилиндра.

При предварительном расчете мех. потери, характеризуемые средним давлением рм, приближенно можно определить по линейным зависимостям от средней скорости поршня .

Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров 8 и отношением S/D<1:

; [1.39]

где - предварительно принятая средняя скорость поршня.

Среднее эффективное давление и механический К.П.Д. вычислим по формулам:

; [1.40]

; [1.41]

Определим эффективный К.П.Д. и эффективный удельный расход топлива:

; [1.42]

; [1.43]

1.7 Основные параметры цилиндра и двигателя

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и эффективному давлению определяем литраж двигателя:

; [1.44]

Определим рабочий объем цилиндра:

; [1.45]

Принимаем ход поршня как у прототипа S = 82.4 мм, тогда определим диаметр поршня как:

; [1.46]

Окончательно принимаем D=84 мм.

По окончательно принятым значениям D и S определяем основные параметры и показатели двигателя.

Литраж двигателя равен:

; [1.47]

Площадь поршня равна:

; [1.48]

Определим среднюю скорость поршня:

; [1.49]

Эффективная мощность равна:

; [1.50]

Вычислим эффективный крутящий момент:

; [1.51]

Рассчитаем часовой расход топлива:

; [1.52]

Литровая мощность определяется:

; [1.53]

.

1.8 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма представляет собой зависимость изменения давления в цилиндре по ходу поршня. Для построения диаграммы выберем масштабы хода поршня и давления.

Масштаб хода поршня ?s = 1 мм хода/мм.

Масштаб давлений ?p= 0,05 мПа/мм.

Расчет индикаторной диаграммы производим с помощью ПЭВМ. Округления индикаторной диаграммы осуществляются на основании следующих соображений.

Так как выбор оптимальных фаз газораспределения теоретически является не возможным и осуществить его можно лишь при доводке двигателя при его испытаниях, то фазы газораспределения устанавливаем ориентируясь на прототип с учетом близкого скоростного режима проектируемого двигателя с прототипом. Таким образом принимаем следующие фазы газораспределения:

начало открытия впускного клапана (т. г') - 30° п.к.в. до в.м.т

полное закрытие впускного клапана (т. а») - 70° п.к.в. после н.м.т.

начало открытия выпускного клапана (т. в) - 70°п.к.в. до н.м.т.

- полное закрытие выпускного клапана (т. а) - 30°.к.в. после в.м.т.

- угол опережения впрыска топлива (т. с) - 13°.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяем положение характерных точек по формуле положения поршня:

; [1.54]

где ? = 0,265 отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

, [1.55]

где R=41,2 мм. - радиус кривошипа.

Результаты расчета на ПЭВМ скругленной индикаторной диаграммы и характерных точек приведены в таблице 1.1 и таблице 1.2.

По результатам расчета строим индикаторную диаграмму.

2. Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель равно:

; [2.1]

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с.:

, [2.2]

Теплота, передаваемая охлаждающей среде равна:

, [2.3]

где - коэффициент пропорциональности;

- число цилиндров;

- диаметр цилиндра;

- показатель степени;

- частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Теплота, унесенная с отработавшими газами равна:

[2.4]

где - теплоёмкость отработанных газов, определена по табл. 7 [1, с. 18] методом интерполяции при

- теплоёмкость свежего заряда (определена по таблице 5 [1, с. 16] для воздуха методом интерполяции при ).

где 20,759 и 20,839 теплоемкости при 0?С и 100? соответственно.

- при

- при

где 25,107; 25,28; 24,702 и 24,868 - значения теплоемкостей продуктов сгорания при ? = 0,9 и ? = 0,95; при = 800?С и = 700?С соответственно [1, табл. 7, с. 18].

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

; [2.5]

Неучтённые потери теплоты:

 [2.6]

Составляющие теплового баланса представлены в таблице 2.1

Таблица 2.1 - Составляющие теплового баланса

Составляющие теплового баланса	Q, Дж/с	q, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе	209350	25,89
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	165650,4	20,49
Теплота, унесённая с отработанными газами	218024,4	26,96
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива	102528,2	12,68
Неучтённые потери теплоты	113003	13,98
Общее количество теплоты, введённой в двигатель с топливом	808556	100

3. Кинематика кривошипно-шатунного механизма

В двигателях внутреннего сгорания возвратно-поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала посредством кривошипно-шатунного механизма.

В данном двигателе применяется центральный кривошипно-шатунный механизм.

Рисунок 3.1 - Схема кривошипно-шатунного механизма.

3.1 Перемещение поршня

Перемещение поршня в зависимости от угла поворота кривошипа для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом:

[3.1]

При угле поворота кривошипа равным перемещение поршня будет равно:

3.2 Скорость поршня

При перемещении поршня скорость его движения является величиной переменной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения :

, [3.2]

где - угловая скорость вращения коленчатого вала.

- радиус кривошипа.

Рассчитаем скорость поршня для угла поворота кривошипа равного 370⁰:

3.3 Ускорение поршня

Ускорение поршня определяется по формуле:

[3.3]

Ускорение поршня при угле поворота 370⁰ будет равно:

4. Динамика кривошипно-шатунного механизма

Динамический расчёт двигателя заключается в определении суммарных сил и моментов, действующих на детали кривошипно-шатунного механизма.

4.1 Силы давления газов

Строим развёрнутую индикаторную диаграмму по результатам расчёта кинематики в программе DR723, выбрав масштаб по оси абсцисс ??=2⁰ п.к.в./мм, а по оси ординат ?Р оставляем тем же, что и на индикаторной диаграмме в координатах Р - S. При этом имеем в виду, что на свёрнутой индикаторной диаграмме откладывается абсолютное давление Рr, а на развёрнутой - избыточное давление газов . Это достигается путём перемещения оси ординат с нулевого уровня на уровень атмосферного давления, т.е. ось ? развёрнутой индикаторной диаграммы является продолжением линии Р0 свёрнутой диаграммы в координатах Р - ?.

Приведем расчет одной точки кривой при угле ? = 370?п.к.в. и избыточное давление в этой точке :

[4.1]

, что соответствует расчетам, полученным на ЭВМ: HDPG = 156,1 мм.

Аналогично рассчитываются значения для остальных углов ?.

4.2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

Для определения масс деталей поршневой группы воспользуемся конструктивными массами, приведенными в таблице 21 [1, с. 127]. По этой таблице выбираем значения конструктивных масс в зависимости от диаметра цилиндра.

- поршневая группа (поршень из алюминиевого сплава):

находим интерполированием

- шатун (стальной кованный):

находим интерполированием

- неуравновешенные части одного колена вала без противовесов (стальной кованый вал со сплошными шейками):

находим интерполированием

Определяем соответствующие массы деталей поршневой группы, шатуна и неуравновешенных частей коленчатого вала:

[4.2]

[4.3]

[4.4]

Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная КШМ изображена на рисунке 4.1.



а) б)

Рисунок 4.1 - Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная КШМ: а) приведенная система КШМ; б) приведение масс кривошипа.

Для упрощения расчетов действительный кривошипно-шатунный механизм заменяем динамически-эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Массы шатуна, сосредоточенные на оси поршневого пальца и на оси кривошипа:

[4.5] [4.6]

Массы, совершающие возвратно-поступательно:

[4.7]

Массы, совершающие вращательное движение:

[4.8]

4.3 Удельные силы инерции

Силы инерции, действующие в кривошипно-шатунном механизме, в соответствии с характером движения приведенных масс подразделяют на силы инерции поступательно движущихся масс и центробежные силы инерции вращающихся масс рисунок 4.2.

а) б)

Рисунок 4.2 - Схема действия сил в КШМ: а) - инерционных и газовых; б) - суммарных.

Удельные силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс для ?.= 370 п.к.в.:

[4.9]

где j - ускорение возвратно-поступательно движущихся масс, которое определяется по формуле:

[4.10]

Величина угловой скорости, входящей в эту формулу, рассчитывается по выражению:

[4.11]

Значение множителя, заключённого в скобки, определяем по таблице 20 [1, с. 122] для угла ?=370⁰ и =0,265 методом интерполяции:

Пример расчета для ?=370⁰:

Определяем соответственно центробежную силу инерции вращающихся масс, а также силы, из которых она складывается: силу инерции вращающихся масс шатуна и силу инерции вращающихся масс кривошипа:

[4.12]

[4.13]

[4.14]

4.4 Удельные суммарные силы

Расчет проведем для значения угла ?=370⁰ п.к.в.

Удельная суммарная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца, определяется суммированием удельной газовой силы и удельной силы инерции:

; [4.15]

Удельная нормальная сила:

; [4.16]

где =0.046

Угол определён из условия, что:

Удельная сила, действующая вдоль шатуна:

; [4.17]

Удельная сила, действующая по радиусу кривошипа:

; [4.18]

.

Удельная тангенциальная сила:

; [4.19]

Полная тангенциальная сила:

По результатам расчётов в масштабе давлений ?Р=0,05 МПа/мм строим графики удельных сил по углу поворота кривошипа ?.

С целью проверки правильности динамического расчёта и построения графиков удельных сил определяется величина средней тангенциальной силы двумя способами:

1. По графику удельной тангенциальной силы:

[4.20]

где и - соответственно положительные и отрицательные площади, заключённые под кривой РТ, мм²;

Р - масштаб удельных сил;

ОВ - длина основания диаграммы, мм.

2. По данным теплового расчёта:

; [4.21]

Ошибка: < 10%

4.5 Крутящие моменты

Суммирование значений всех восьми цилиндров выполняем графическим способом.

По полученным данным строим кривую Мкр в масштабе:

?М = 5 Нм/мм; ?? = 0.75 град п.к.в./мм

Средний крутящий момент:

а) по данным теплового расчёта:

; [4.22]

б) по площади, заключённой под кривой М_кр:

; [4.23]

где F - площадь кривой М_кр относительно оси О?.

Ошибка:

Расчёт выполнен верно т. к. ошибка меньше

4.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Определим для ?. = 370 п.к.в. значения Т и К.

; [4.24]

; [4.25]

Рисунок 4.3 - Силы, действующие на шатунную шейку вала

На основании данных полученных при расчете на ЭВМ строим полярную диаграмму нагрузки на шатунную шейку.

Для определения значения силы Rшш max, Rшш.ср, Rшшmin, - необходимо полярную диаграмму развернуть по углу ?. (построить ее в прямоугольных координатах).

Для определения Rшш.ср, необходимо подсчитать площадь под кривой Rшш: Fп. Rшш = 17200 мм², тогда:

; [4.26]

Диаграмму износа шатунной шейки строим на основании таблицы 4.1, составленной, исходя из допущений, что износ пропорционален силе и распространяется от места приложения этой силы на 60 в каждую сторону. Ось масляного отверстия находится посередине участка ненагруженного силами.

5. Уравновешивание восьмицилиндрового V-образного двигателя

Порядок работы двигателя: 1 л - 1п - 4 л - 2 л - 2п - 3 л - 3п - 4п. Промежутки между вспышками равны 90^о. Угол развала цилиндров .

Коленчатый вал имеет кривошипы, расположенные в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.

Рисунок 5.1 - Схема сил инерции, действующих в двигателе.

В данном двигателе силы инерции первого порядка взаимно уравновешиваются:

Суммарный момент этих сил действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 18^о 26':

Равнодействующие сил инерции второго порядка для каждой секции двигателя всегда направлены по горизонтали перпендикулярно оси коленчатого вала. Сумма этих равнодействующих сил равна нулю:

Центробежные силы инерции для всех секций равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил: .

Суммарный момент центробежных сил действует в той же плоскости, что и равнодействующий момент сил инерции первого порядка

Уравновешивание моментов и осуществляется противовесами, установленными на продолжении щек вала или путем установки двух противовесов на концах коленчатого вала в плоскости действия моментов, т.е. под углом 18^о26^'.

Очевидно, что

Масса каждого общего противовеса, установленного на конце вала:

,

где расстояние от центра тяжести общего противовеса до оси коленчатого вала; b - расстояние между центрами тяжести противовесов.

Таблица 4.1 - Сумма сил Rшш по лучам, шейки вала

6. Расчет основных деталей на прочность

Расчет деталей с целью определения напряжений и деформаций, возникающих при работе двигателя, производится по формулам сопротивления материалов и деталей машин. Основными нагрузками, действующими на детали двигателя, являются силы давления газов в цилиндре и инерции поступательно и вращательно движущихся масс, а также усилия от упругих колебаний и тепловых нагрузок. Расчеты на прочность ведем для номинальной мощности и номинальной частоты вращения n = 7250 мин ^-1.

6.1 Расчет поршня

Согласно таблице 50 принимаем основные размеры:

Толщина днища поршня:

Высота поршня:

Высота верхней части поршня:

Высота юбки поршня:

Диаметр бобышки:

Расстояние между торцами бобышек:

Толщина стенки юбки поршня:

мм. Принимаем

Толщина стенки головки поршня:

Расстояние до первой поршневой канавки:

Толщина первой кольцевой перемычки:

Радиальная толщина кольца:

· компрессионного

Принимаем t=3.5 мм.

· маслосъемного

Принимаем t=3.5 мм.

Высота кольца: Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состоянии:

Радиальный зазор кольца в канавке поршня:

· компрессионного Принимаем

· маслосъемного Принимаем

Внутренний диаметр поршня:

Число масляных отверстий в поршне:

Диаметр масляного канала:

Наружный диаметр пальца:

Внутренний диаметр пальца:

Длина плавающего пальца:

Длина втулки шатуна плавающего пальца:

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и приведенным расчетам принимаем следующие значения размеров поршня:

S=5 мм; ; H=90 мм.; hЮ=60 мм.; b=30 мм.; hп=3.0 мм;; ; ; ; ; ; ; Материал поршня - алюминиевый сплав, материал гильзы цилиндра - чугун,

Поршень является наиболее напряженной деталью КШМ, т. к. на него действуют большие газовые, инерционные и тепловые нагрузки (рис. 6.1).

Рисунок 6.1 - Схема поршня

Определяем напряжение изгиба в днище поршня.

; [6.1]

где - внутренний радиус кривошипа.

; [6.2]

.

Днище поршня должно быть усилено рёбрами жёсткости. Значение входит в заданные пределы [1, с. 205].

Определяем напряжение сжатия в сечении Х-Х.

, [6.3]

где

[6.4]

,

где - диаметр поршня по дну канавок;

- внутренний диаметр поршня;

- площадь продольного диаметрального сечения масляного канала.

[6.5]

.

.

Определяем напряжение разрыва в сечении х-х.

Максимальная угловая скорость холостого хода:

, [6.6]

где - обороты на холостом ходу двигателя согласно [2, с. 196] выбираем

.

Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х:

; [6.7]

Максимальная разрывающая сила:

; [6.8]

.

Напряжение разрыва:

[6.9]

Определяем напряжение в верхней кольцевой перемычке:

- Среза:

[6.10]

.

- Изгиба:

 [6.11]

.

- Сложное:

; [6.12]

Определяем удельное давление поршня на стенку цилиндра:

[6.13]

; [6.14]

Для современных автомобильных двигателей q1=0,31,5МПа и q2=0,21Мпа [1, с. 208]. Условия выполняются.

Определяем диаметры головки и юбки поршня:

[6.15]

где [6.16]

; [6.17]

Определяем диаметральные зазоры в горячем состоянии:

[6.18]

[6.19]

где и - коэффициенты линейного расширения материала цилиндра и поршня (, );

соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии согласно [1, с. 209]

- начальная температура цилиндра и поршня.

Полученные значения и соответствуют пределам:

[1, с. 209].

6.2 Расчет поршневого кольца

Материал кольца - серый чугун, у которого модуль упругости

Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра:

[6.20]

Данный параметр соответствует пределам [1, с. 213].

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности:

. [6.21]

Таблица 6.1 - Значения и результаты расчётов для различных углов

Угол , град.	0	30	60	90	120	150	180
Отношение	1,05	1,05	1,14	0,90	0,45	0,67	2,85
, Мпа	0,164	0,164	0,178	0,141	0,0703	0,105	0,445

По этим данным строим эпюру давлений кольца на стенку цилиндра (рис. 6.2.).

Рисунок 6.2 - Эпюра давлений кольца на стенку цилиндр

Определяем напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

; [6.22]

Определяем напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

, [6.23]

где m = 1,57 - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца согласно [1, с. 213]

.

Определяем монтажный зазор в замке поршневого кольца:

[6.24]

где - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя согласно [1, с. 214]

- коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра ;

; ;

- температура кольца. Согласно [1, с. 214]

Тогда:

6.3 Расчет поршневого пальца

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации.

Основные данные для расчета пальца приведены в п. 6.1.

Расчетная сила, действующая на палец:

- газовая:

; [6.25]

- инерционная:

[6.26]

где

- расчетная:

, [6.27]

где k - коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца, (k = 0,68-0,81) [1, с. 216]

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

; [6.28]

Удельное давление пальца на бобышки:

; [6.29]

Для современных автомобильных двигателей: [q_Ш]=20?60 МПа и

[q_Б]=15? 50 МПа [1, с. 216]. Условия выполняются.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

[6.30]

где - отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.

Значение ?ИЗ соответствует заданным пределам: [?ИЗ] =100?250 МПа [1, с. 217].

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

; [6.31]

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

[6.32]

Значение ?dn max соответствует заданным пределам: [?dn max] = 0,02? 0,05 мм [1, с. 217].

Напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

- в горизонтальной плоскости (точки 1, ?=0⁰):

[6.33]

- в вертикальной плоскости (точки 3, ?=90⁰):

[6.34]

Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

- в горизонтальной плоскости (точки 2, ?=0⁰):

 [6.35]

- в вертикальной плоскости (точки 4, ?=90⁰):

[6.36]

Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости, и не должно превышать: [?]=300? 350 МПа [1, с. 218]. Условие выполняется.

а) б)

Рисунок 6.3 - Расчетная схема поршневого пальца

а) - распределение нагрузки; б) эпюры напряжений

6.4 Расчет коленчатого вала

Коленчатый вал представляет собой наиболее сложную и ответственную деталь двигателя. Моторесурс коленчатого вала во многом определяется долговечностью его коренных и шатунных шеек. В свою очередь долговечность шеек определяется действующими на них силами и удельными давлениями на единицу поверхности.

Основные размеры шеек выбираются исходя из диаметра цилиндра двигателя по табл. 56 [1, с. 247].

На основании приведенных соотношений, а также анализа соответствующих размеров двигателя-прототипа, принимаем:

- диаметр шатунной шейки dш.ш=50 мм;

- длина шатунной шейки lш.ш=75 мм;

Удельное давление на поверхность шатунной шейки:

а) среднее:

[6.37]

где (рассчитано ранее).

Заключение

В результате выполненного теплового и динамического расчетов бензинового восьмицилиндрового двигателя доказана принципиальная возможность уменьшения основных размеров двигателя.

Прочностной расчет основных деталей двигателя показал, что напряжения в основных деталях двигателя меньше допустимых значений.

Выполнен поперечный разрез двигателя.

Список использованной литературы

1. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Высшая школа, 1980.-400 с.

2. Методические указания к выполнению курсового проекта по ДВС. - Донецк, ДПИ, 1991.-41 с.

3. Автомобильные двигатели. Архангельский В.М., Вихерт М.М., Войков А.И. и др. - М.: Машиностроение, 1977.-340 с.

Размещено на Allbest.ru