Размещено на http://www.allbest.ru/

Общая характеристика работы

Объектом проектирования является четырёхтактный двигатель внутреннего сгорания с одним цилиндром, работающий по схеме вращающийся цилиндр-клапан

Актуальность темы.

С каждым годом всё большее распространение находят малолитражные виды транспорта, такие, как мотоциклы, скутеры, мопеды самокаты и т.д. Объясняется это рядом причин. Во-первых, это модно среди молодёжи. Во-вторых, такой вид транспорта удобен как в эксплуатации, так и в обслуживании. Ну и, в-третьих, конечно же, он дёшев. Двигатели в таких видах транспорта как скутер, например, составляет немалую часть стоимости. Но и экономичность для них играет не последнюю роль. И какой владелец пусть даже самого заурядного скутера не хочет, чтобы его транспорт был всё-таки помощнее? Поэтому, там где нужно больше удельной мощности выбирают двухтактный двигатель в ущерб экономичности, а там где нужна экономичность, выбирают четырёхтактный, но уже в ущерб удельной мощности.

Поэтому актуальным становиться вопрос о том, каким образом объединить преимущества двухтактного и четырёхтактного двигателя.

Целью работы является разработка конструкции двигателя, тепловой расчет и баланс двигателя, динамический и кинематический расчет, расчет на прочность основных деталей двигателя, экономическое обоснование выбора двигателя данной конструкции, обоснование использования конструкции ДВС с использованием схемы вращающийся цилиндр-клапан на основании расчётов.

Методика работы основана на использовании курсов "Методы инженерного проектирования", "Детали машин", "Основы организации производства", "Динамика и прочность ДВС", "Проектирование ДВС".

На защиту выносятся:

Принципиальная схема ДВС.

Тепловой расчёт

Кинематический и динамический расчет.

Расчет на прочность.

Общая компоновка двигателя.

Анимация принципиальной схемы работы двигателя

Практическая ценность

Работа может быть использована для создания опытного образца двигателя.

Публикации

Публикаций нет.

Содержание

Введение

1. ИНФОРМАЦИОННЫЙ ОБЗОР

1.1 Предпосылки к созданию нового вида двигателя

1.2 Схема работы двигателя

2. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ И ОПИСАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ

2.1 Техническое задание

2.2 Характеристика

2.3 Безопасность конструкции

2.4 Ресурсные испытания

2.5 Описание двигателя

2.6 Сравнительные характеристики

3. ВНЕШНЯЯ СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ОБЫЧНОГО КЛАПАННОГО АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ

4. РАСЧЁТ ДВИГАТЕЛЯ

4.1 Тепловой расчёт двигателя

4.2 Кинематический расчёт КШМ и динамический расчёт двигателя

5. РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

5.1 Расчёт на прочность элементов поршневой группы

5.2 Расчёт на прочность деталей шатунной группы

5.3 Расчёт коленчатого вала

6. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ. БИЗНЕС ПЛАН

6.1 Общая часть

6.2 Общая характеристика продукции

6.3 Текущая маркетинговая ситуация

6.4 Планируемая ёмкость рынка

6.5 Расчёт себестоимости двигателя

6.6 Финансовый план

6.7 Определение точки безубыточности

7. БЖД. ЭРГОНОМИКА РАБОЧЕГО МЕСТА ИНЖЕНЕРА

КОНСТРУКТОРА

7.1 Введение

7.2 Эргономика рабочего места

7.3 Требование к мониторам (ВДТ) и ПЭВМ

7.4 Обеспечение визуальных и эргономических параметров

7.5 Микроклимат рабочего помещения

7.6 Шум и вибрация

7.7 Электробезопасность

7.8 Источники излучения

7.9 Освещение

7.10 Вентиляция

7.11 Пожаробезопасность оператора вычислительных машин

7.12 Заключение по разделу

Заключение

Библиографический список

Приложения

Введение

Двигатель внутреннего сгорания - это сложный механизм, превращающий внутреннюю тепловую энергию в механическую. Другими словами, энергия топлива переходит во внутреннюю энергию газа, а газ, расширяясь, совершает работу, движет поршень. Так внутренняя энергия газа превращается в кинетическую энергию поршня.

Двигатели, в которых механическая работа создается в результате преобразования тепловой энергии, называются тепловыми. Тепловая энергия получается при сжигании какого-либо топлива. Тепловой двигатель, в котором часть химической энергии топлива, сгорающего в рабочей полости, преобразуется в механическую энергию, называется поршневым двигателем внутреннего сгорания. (Советский энциклопедический словарь)

XX век - это мир техники. Могучие машины добывают из недр земли миллионы тонн угля, руды, нефти. Мощные электростанции вырабатывают миллиарды киловатт-часов электроэнергии. Тысячи фабрик и заводов изготавливают одежду, радиоприемники, телевизоры, велосипеды, автомобили, часы и другую необходимую продукцию. Телеграф, телефон и радио соединяет нас со всем миром. Поезда, теплоходы, самолеты с большой скоростью переносят нас через материки и океаны. А высоко над нами, за пределами земной атмосферы, летают ракеты и искусственные Спутники Земли. Все это действует при помощи энергии. А так как двигатели внутреннего сгорания очень хорошо преобразуют энергию топлива в механическую, а затем и в другие виды энергии, то они получили очень большое применение в различных областях человеческой деятельности.

Быстрое распространение ДВС в промышленности, на транспорте, в сельском хозяйстве и стационарной энергетике была обусловлена рядом их положительных особенностей. Осуществление рабочего цикла ДВС в одном цилиндре с малыми потерями значительным перепадом температур между источником теплоты и холодильником обеспечивает высокую экономичность этих двигателей.

Высокая экономичность - одно из положительных качеств ДВС. Среди ДВС дизель в настоящее время является таким двигателем, который преобразует химическую энергию топлива в механическую работу с наиболее высоким КПД в широком диапазоне изменения мощности. Это качество дизелей особенно важно, если учесть, что запасы нефтяных топлив ограничены.

К положительным особенностям ДВС стоит отнести также то, что они могут быть соединены практически с любым потребителем энергии. Это объясняется широкими возможностями получения соответствующих характеристик изменения мощности и крутящего момента этих двигателей.

Сравнительно невысокая начальная стоимость, компактность и малая масса ДВС позволили широко использовать их на силовых установках, находящих широкое применение и имеющих небольшие размеров моторного отделения.

Установки с ДВС обладают большой автономностью. Даже самолеты с ДВС могут летать десятки часов без пополнения горючего. Важным положительным качеством ДВС является возможность их быстрого пуска в обычных условиях. Двигатели, работающие при низких температурах, снабжаются специальными устройствами для облегчения и ускорения пуска. После пуска двигатели сравнительно быстро могут принимать полную нагрузку. ДВС обладают значительным тормозным моментом, что очень важно при использовании их на транспортных установках.

Таким образом стационарные двигательные установки и в будущем будут иметь широкую перспективу применения в различных областях деятельности человека. К тому же учитывая стоимость зарубежных установок, можно говорить о возникшей потребности в разработке новых моделей стационарных двигателей.

Исходя из назначения двигателя выставляются следующие критерии: низкая стоимость, надежность, ремонтопригодность, простое и дешевое обслуживание.

Но прогресс на месте не стоит, и на смену старым приходят новые двигатели. Более совершенные, более экономичные и надёжные. Возможно, новейшая английская разработка - двигатель, представленный в моём дипломном проекте в ближайшем будущем получит огромное распространение в классе малолитражных двигателей благодаря своим неоспоримым преимуществам.

1. ИНФОРМАЦИОННЫЙ ОБЗОР

1.1 Предпосылки к созданию нового вида двигателя

На первый взгляд кажется, что предложенное англичанами серьёзное изменение в привычной всем конструкции ДВС - это шаг в сторону сложности. Но потом понимаешь - совсем наоборот. Новый тип мотора надёжнее и эффективнее прежнего. Главное, что это вовсе не бумажный проект

Британская компания RCV Engines была создана в 1997 году специально для проработки, испытаний и, наконец, продвижения на рынок всего одного изобретения. Оно, собственно, и зашифровано в названии фирмы: "Вращающийся цилиндр-клапан" (Rotary Cylinder Valve -- RCV).

К настоящему времени базирующаяся в Вимборне компания не только отладила технологию, но доказала работоспособность этой новой концепции. Она уже наладила серийный выпуск линейки маленьких четырёхтактных (обратите внимание) моторчиков с рабочим объёмом от 9,5 до 50 "кубиков", предназначенных для авиамоделей, газонокосилок, ручных мотопил и подобной техники.

Но вот 1 февраля 2006 года компания презентовала первый образец 125-кубового двигателя для скутеров, благодаря чему дала многим людям повод впервые познакомиться с этой мало известной пока технологией -- RCV.

Один из маленьких движков от RCV Engines, предназначенный для авиамоделей. Он также построен по фирменной технологии RCV. Объём - 10 кубических сантиметров, мощность на валу -- 670 ватт (0,9 "лошадок"), вес - 570 граммов.

Комментируя релиз новинки, управляющий директор RCV Engines Эрик Хилл (Eric Hill) сказал: "Технология RCV -- существенное новшество, которое прокладывает путь к новому поколению двигателей для самых разных прикладных секторов. Двигателей более экономичных и с меньшими

выбросами загрязняющих веществ".

Также авторы изобретения заявляют о снижении себестоимости движков (на несколько процентов) за счёт сокращения числа деталей, и повышении их удельной мощности как на единицу объёма, так и на единицу веса, по сравнению с аналогами того же класса (процентов на 20). [11]

1.2 Схема работы двигателя

Итак, перед нами четырёхтактный двигатель, в котором нет привычных клапанов и всей системы их привода. Вместо них британцы заставили работать распределителем газов сам рабочий цилиндр двигателя, который в моторах RCV вращается вокруг своей оси.

Поршень при этом совершает точно те же движения, что и раньше. А вот стенки цилиндра вращаются вокруг поршня (цилиндр закреплён внутри мотора на двух подшипниках).

С края цилиндра устроен патрубок, который попеременно открывается к впускному или выпускному окну. Предусмотрено тут и скользящее уплотнение, работающее аналогично поршневым кольцам - оно позволяет цилиндру расширяться при нагревании, не теряя герметичность.

В свече зажигания применён скользящий графитный контакт, хорошо знакомый автомобилистам по старым механическим распределителям зажигания.

Приводят цилиндр во вращение всего три шестерёнки: одна на цилиндре, одна на коленчатом валу и одна - промежуточная. Естественно, скорость вращения цилиндра - вдвое меньше оборотов коленвала.

Но зачем избавляться от клапанов? Напомним, мы говорим именно о четырёхтактных моторах, более сложных, но более экономичных, чем двухтактные, которые господствуют в секторе миниатюрных (10-50 "кубиков") ДВС.

Разрез нового 125-кубового двигателя RCV. На переднем плане видны шестерни привода цилиндра (рис. 1.2). В районе свечи и в районе красной шестерёнки - хорошо видны его подшипники. Цилиндр находится в положении впуска свежего заряда. Внизу видна выхлопная труба, перекрытая стенкой цилиндра

Во-первых, клапаны ограничивают просвет, через который проходит воздух или выхлопные газы. С этим борются при помощи четырёхклапанных головок цилиндров, что заметно усложняет и удорожает конструкцию двигателя.

Окна же в данной системе существенно больше. Почти как окна у двухтактника. Но это четырёхтактник, очень экономичный.

Ключевая деталь привода вращения цилиндра - промежуточная комбинированная шестерня.

Во-вторых, клапаны совершают возвратно-поступательное движение; и их инерционность мешает разгонять двигатели до больших оборотов. Клапаны отрываются от распредвала - пружины не успевают их закрывать.

В системе же RCV цилиндр, выполняющий и функцию универсального клапана, вращается равномерно в одну сторону. Ничто не мешает обороты такого четырёхтактника повысить против привычных для моторов равного объёма, но с клапанами.

Наконец, в-третьих, привод клапанов - это источник потерь на трение (пружины сильно прижимают "хвосты" клапанов к поверхности кулачков распредвала).

В RCV, правда, взамен появляется скользящее уплотнение верхней части цилиндра (там, где устроены окна для газообмена), но там нет сильного прижима. К тому же, привод цилиндра (шестерни) обладает меньшими потерями, чем потери в приводе распредвала обычных движков (цепь или зубчатый ремень).

Увы, новую технологию сложно представить масштабированной до многоцилиндровых и многолитровых автомобильных моторов. Хотя такая мысль выглядит соблазнительной.

Ведь линейка уже созданных маленьких движков с системой RCV показывает удельную мощность до 100 "лошадок" на литр (и это без всякого

наддува), заметно меньшую токсичность и лучшую экономичность, чем четырёхтактные соперники в этом классе, оборудованные двухклапанной головкой цилиндра.

Система RCV, идеальна для моторчиков с рабочим объёмом до 250 кубических сантиметров.

Рисунок 1.1 - Двигатель объёмом 49 см³ производства компании RCV

Рисунок 1.2 - Двигатель объёмом 125 см³ производства компании RCV

Таблица 1 Выигрыш в характеристиках существующих двигателей RCV в сравнении с клапанными аналогами [11]

Тип	Литраж см3	Тип трансмиссии	Выигрыш в мощности от аналогичных четырёхтактных двигателей с обычным газораспределением	Экономия топлива по сравнению с аналогичными четырёхтактными двигателями с обычным газораспределением	Выигрыш в стоимости от аналогичных четырёхтактных двигателей с обычным газораспределением
Скутер	49	вариатор	+15%	+25%	-15%
Скутер	125	вариатор	+11%	+17%	-14%
Мотоцикл	100	4-х-ступенчатая механическая коробка передач	+2%	+10%	-8%
CUB	110	4-х-ступенчатая механическая коробка передач	+10%	+6%	-7%
Скутер	125	вариатор	+11%	+8%	-7%
Мотоцикл	125	5-ти-ступенчатая механическая коробка передач	+5%	+8%	-8%

2. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ И ОПИСАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ

2.1 Техническое задание

Основные параметры и размеры

Таблица 2.1 - Основные показатели двигателей

Наименование параметра	Значение
1. Число цилиндров	1
2. Масса полная, кг	Не более 15
3. Длина, мм	Не более 250
4. Ширина, мм	Не более 230
5. Высота, мм.	Не более 400
6. Рабочий объем, см?	175
7. Диаметр цилиндра, мм	63
8. Ход поршня, мм	56
9. Степень сжатия геометрическая	7,5
10.Номинальная эффективная мощность, кВт	Не менее 7,44
11. Частота вращения коленчатого вала при нормальной мощности, 1/мин	5000
12. Максимальный крутящий момент, Н.м	Не менее 14
13.Минимальный удельный расход топлива, г/кВт.ч	Не более 400
14.Частота вращения коленчатого вала на режимах холостого хода, 1/с (1/мин)	1000±50

Система смазки

масла: авиационные МС-14, МС-20 по ГОСТУ 21743; моторные для автотракторных дизелей М10В2 по ГОСТУ 8581, масло смазочное МГД-14М по ТУ 38.101930.

Система питания

Таблица 2.2 - Система питания

1.Фильтр	Сухой
2. Карбюратор	С диаметром диффузора не менее 26 мм.
3.Топливо	Бензин с октановым числом не менее 92
4.Бак или канистра для топлива со шлангом	Штампосварной

Система охлаждения - воздушная

Электрооборудование

1) Система зажигания

2) Катушка зажигания.

3) Свеча зажигания

2.2 Характеристики

2.2.1 Прогретый и отрегулированный двигатель должен запускаться за время не более 15 сек. и устойчиво работать на всех режимах.

2.2.1 Покрытия металлические, неметаллические, неорганические и лакокрасочные должны соответствовать ГОСТ 28617 и чертежам.

2.2.2 Каждая партия комплектующих изделий и материалов, поставленных другими предприятиями-изготовителями, предназначенных для изготовления двигателя, должна иметь сертификат о качестве (или другой документ, подтверждающий качество) и соответствующую маркировку.

2.2.3 Установленный ресурс до капитального ремонта при условии соблюдения правил эксплуатации и ухода, указанных в паспорте, должен быть не менее 500 часов.

2.2.4 Установленная безотказная наработка должна быть не менее 100 часов.

2.3 Безопасность конструкции

2.3.1 Требования безопасности к конструкции должны соответствовать ГОСТ 28708.

2.3.2 Содержание окиси углерода в отработавших газах на холостом ходу не должно превышать 3 %.

2.3.3 Уровень шума двигателя не должен превышать 98 дБА.

2.4 Ресурсные испытания

2.4.1 Испытания проводятся на двигателе проработкой 500 часов при условии внесения в двигатель конструкторских изменений, влияющих на этот параметр.

2.4.2 Объем и последовательность и испытаний должны соответствовать программе и методике. Нормативный док. ГОСТ 15309.

2.5 Описание двигателя

Двигатель состоит из следующих конструктивных элементов: кривошипно-шатунного механизма, систем впуска и выпуска.

Конструктивной особенностью двигателя является то, что гильза цилиндра приводится во вращение от коленчатого вала с частотой вращения в два раза меньшей, чем частота вращения коленчатого вала, что позволяет служить гильзе в качестве клапана в механизме газораспределения.

В качестве аналога в расчётах для сравнения применён четырёхтактный бензиновый двигатель с теми же характеристиками (ход поршня, диаметр поршня, степень сжатия, частота вращения коленчатого вала), но с обычным клапанным механизмом газораспределения.

2.6 Сравнительные характеристики

Таблица 2.3 Сравнительная таблица

Технические характеристики	Sо1о 210	Zongsheen ZS125T - 7	МZ2-34 (Zanzonettera)	Проектируемый двигатель
Двигатель:	двухтактный, одноцилиндровый	четырёхтактный одноцилиндровый	двухтактный, одноцилиндровый	четырёхтактный, одноцилиндровый
Охлаждение:	воздушное охлаждение (набегающий поток)	воздушное охлаждение (принудительное)	воздушное охлаждение (набегающий поток)	воздушное охлаждение (набегающий поток)
Объём двигателя:	208 см3 (цилиндр с никосиловым покрытием)	124 см3	313 см, (цилиндр с никосиловым покрытием), (поршень с тефлоновым напылением)	175 см3
Диаметр поршня	70мм	62 мм	76 мм	63 мм
Ход поршня	54 мм	42 мм	69мм	56 мм
Максимальные обороты	6250 об./мин	8100 об./мин	6200 об/мин	5500 об/мин
Степень сжатия:	____	9	9,6	7,5
Макс. мощность:	11кВт 15 л/с на 6000 об./мин.	5 кВт на 7500 об./мин.	27,5 л/с на 6250 об./мин.	7,44 кВт на 5000 об./мин.
Крутящий момент:	17,7Н·м на 5500 об /мин.	7 Н*м на 6500 об/ мин	35 Н·м на 4500 об/мин	14,21 Н·м на 5000 об/мин
Топливная смесь:	бензин с октановым числом не ниже 92	бензин с октановым числом не ниже 92	бензин с октановым числом не ниже 93 синтетическое масло 2т, 50:1	бензин с октановым числом не ниже 92,
Зажигание:	электронное	электронное	электронное	электронное
Карбюратор:	Walbro WВ32	____	Tillotson HR 197 диафрагменный	с диаметром диффузора 26мм
Свечи:	NGK - С8НАS зазор 0,7	____	NGK-C8HAS зазор 0,7	А 23
Стартер:	ручной	ручной или электростартер	электростартер 450Вт	______

3. ВНЕШНЯЯ СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ОБЫЧНОГО КЛАПАННОГО АНАЛОГА ДВИГАТЕЛЯ

При построении внешней скоростной характеристики вновь проектируемого двигателя используются результаты теплового расчета, проведенного для одного режима работы - режима максимальной мощности, и использования эмпирических зависимостей.

Максимальная частота вращения коленчатого вала ограничивается: условиями качественного протекания рабочего процесса, термическим напряжением деталей, допускаемой величиной инерционных нагрузок и т. д.; минимальная - определяется условиями устойчивой работы двигателя при полной нагрузке [7].

Расчетные точки кривой эффективной мощности определяются по формуле,(кВт):

(3.1)

где, - частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности

Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале: от до

Определяем значения N_ex при изменении n_х от 720 до 5500 об/мин с шагом в 100 об/мин, и результаты вычислений заносим в таблицу А.1 Приложения

Точки кривой эффективного крутящего момента определяются по формуле, (Н•м):

(3.2)

Определяем значения М_ex при изменении n_х от 720 до 5500 об/мин с шагом в 100 об/мин, и результаты вычислений заносим в таблицу А.1 Приложения

Удельный эффективный расход топлива в искомой точке скоростной характеристики, ():

(3.3)

Определяем значения g_ex при изменении n_х от 720 до 6600 об/мин с шагом в 100 об/мин, и результаты вычислений заносим в таблицу А.1 Приложения

где, - удельный эффективный расход топлива при номи-нальной мощности (из теплового расчета)

Часовой расход топлива, ():

(3.4)

Определяем значения G_тx при изменении n_х от 720 до 5500 об/мин с шагом в 100 об/мин, и результаты вычислений заносим в таблицу А.1 Приложения.

4. РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

В тепловом расчёте считаем двигатель как обычный клапанный, принимая допущение, что процессы сгорания в обоих двигателях будут происходить одинаково.

4.1 Тепловой расчёт двигателя

Таблица 4.1 Основные данные для теплового расчёта

Параметр	Обозначение	Значение	Разме-рность
Диаметр цилиндра	D	63	мм
Ход поршня	S	56	мм
Число цилиндров	i	1
Число оборотов при номинальной мощности	nном	5000	об/мин
Степень сжатия		7,5
Количество тактов		4
Зажигание	-	искровое
Наддув	-	Отсутствует
Топливо	-	бензин
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна		0,25

Таблица 4.2 Исходные данные

Коэффициент избытка воздуха		0,9
Давление окружающей среды	P0	0,1013	МПа
Температура окружающей среды	T0	290	К
Приращение температуры в процессе подогрева от стенок	T	15	К
Температура остаточных газов	Тг	1000	К
Давление остаточных газов	Pr	0,113	МПа
Коэффициент, определяющий Ра,	KРa	0,85
Коэффициент использования теплоты в точке z	z	0,9
Коэффициент использования теплоты в точке b	b	0,92
Коэффициент, учитывающий теплоотдачу в стенку в процессе сжатия		0
Показатель политропы сжатия в компрессоре	nk	0
Потери давления в воздушном холодильнике	Pхол	0	МПа
Приращение температуры при охлаждении	Tхол	0	К
Состав и свойства горючего Содержание углерода Содержание водорода Содержание кислорода Теплота сгорания Молекулярная масса	С Н О Нu mT	0,855 0,145 0,000 43961 115	кДж/кг кг/кмоль

Стехиометрическое количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг топлива и состава С+Н+О (воздух принимают как 0,21 объёмных частей кислорода и 0,79 объёмных частей азота)

=0,5119 кмоль.(4.1)

Количество свежей смеси на 1 кг топлива для двигателей с внешним смесеобразованием

=0,4694 кмоль.(4.2)

Неполное сгорание при <1

Принимают, что продукты неполного сгорания состоят из углекислого газа СО₂, окиси углерода СО, водяного пара Н₂О, водорода Н₂ и азота N₂

=0,0148(4.3)

=0,0564

=0,0067

=0,0658

=0,3640.

где К - коэффициент зависящий от Н/С водорода и углерода, содержащихся в топливе. Для бензинов при Н/С=0,170,19, K=0,4490.

Общее количество продуктов сгорания

=0,5077(4.4)

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси

=1,0816(4.5)

Давление в начале сжатия

=0,086 МПа(4.6)

Коэффициент наполнения

0,8086 (4.7)

где - коэффициент, учитывающий неодинаковость теплоёмкостей смеси и остаточных газов и равный 1,064 .

Коэффициент остаточных газов

=0,0445 (4.8)

Температура рабочей смеси в начале сжатия

=350,3 К(4.9)

Действительный коэффициент молекулярного изменения

=1,078 (4.10)

Давление в конце сжатия =1,996 МПа(4.11), n1=1,365.

Показатель политропы сжатия и расширения находится из трансцендентного уравнения

(4.12)

где (4.13)

для процесса сжатия i=1, к=c, n=a, m=,

при адиабатном сжатии , следовательно

для процесса расширения i=2, к=b, n=z, m=, ;

R=8,1343 кДж/(кмоль*К)- универсальная газовая постоянная.(4.15)

Температура в конце сжатия =812,0 К(4.16)

Теплота сгорания продуктов неполного сгорания при 1 =5797,2 кДж/кг(4.17)

Коэффициент выделения теплоты при сгорании, если 1

=0,8681(4.18)

Уравнение сгорания для бензиновых двигателей:

(4.19)

где - коэффициент использования теплоты при сгорании,; u_{с с.з} - молярная внутренняя энергия свежей смеси в конце процесса сжатия (свежего заряда), u_{с п.с} - молярная внутренняя энергия продуктов сгорания.

Степень повышения давления

=3.75(4.20)

Молярная внутренняя энергия свежего заряда при температуре t_c, (температура в уравнение молярной внутренней энергии подставляется в С)

=11804 кДж/кмоль(4.21)

где С_{v c.з} - молярная теплоёмкость свежего заряда (воздуха) при температуре t_c,

Молярная внутренняя энергия продуктов сгорания при температуре t_c

=12946 кДж/кмоль(4.22)

где r_{к п.с} - объёмная доля компонента продуктов сгорания, С_{v п.с} - молярная теплоёмкость компонента продуктов сгорания при температуре t_с.

Молярная внутренняя энергия продуктов сгорания при температуре при температуре t_z

=75974 кДж/кмоль(4.23)

где С_{v п.с} - молярная теплоёмкость компонента продуктов сгорания при температуре t_z.

Объёмная доля компонента продуктов сгорания

(4.24)

где М_к - количество компонента продуктов сгорания, кмоль; например, .

Решая уравнение сгорания, определяем температуру Tz=2821,6 K.

Теоретическое давление в цилиндре в конце сгорания

=7,478 МПа. (4.25)

Действительное давление в цилиндре в конце сгорания =6,730 МПа.

Давление конца расширения =0,357 МПа(4.26), n2=1,321 (n2 - показатель политропы расширения)

Температура конца расширения

=1348,8 K(4.27)

Среднее индикаторное давление

=0,957 МПа(4.28)

Индикаторная мощность двигателя (где V_h - рабочий объём одного цилиндра)

=7,83 кВт(4.29)

Индикаторный к.п.д.

=0,3009(4.30)

Удельный индикаторный расход топлива

=0,2722 кг/(кВт*ч)(4.31)

Мощность механических потерь

=2,05 кВт(4.32)

где Р_мех=A+BС_м - среднее давление механических потерь, где A и B - коэффициенты устанавливаемые экспериментально, средняя скорость поршня -

Эффективная индикаторная мощность двигателя

=5,78 кВт(4.31)

Механический к.п.д.

=0,8306(4.32)

Эффективный к.п.д.

=0,2499(4.33)

Удельный эффективный расход топлива

=0,3277 кг/(кВт*ч)(4.34)

Литровая мощность

=33,13 кВт/л(4.35)

Часовой расход топлива

=1,89 кг/ч.(4.36)

Рисунок 4.1 - Индикаторная диаграмма

4.2 Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма и динамический расчёт двигателя

Исходные данные [ 30, стр 18.]

1). Тип двигателя: бензиновый

2). Частота вращение коленвала при номинальной мощности(об/мин)

3). Число и расположение цилиндров (рядный) k=1

4). Степень сжатия

5). Диаметр цилиндра (м)

6). Отношение S/Dц

7). Рабочий объём цилиндра (л)

8). Критерий подобия

9). Плотность железа кг/м3

10). Конструктивная масса шатуна кг/м2

11). Конструктивная масса поршня кг/м2

14). Давление на впуске Па

15). Давление на выпуске Па

16). Показатели политропы расширения и сжатия ( из теплового расчёта)

17). Диаметр коренной шейки (м)

18). Длина коренной шейки (м)

19). Диаметр шатунной шейки (м)

20). Длина шатунной шейки (м)

21). Толщина щеки (м)

22). Механический КПД

23). Степень повышения давления

Определение основных размеров КШМ

1) Находим перемещение поршня

(4.37)

2) Находим радиус кривошипа

(4.38)

3) Находим длину шатуна

(4.39)

4) Находим угловую скорость коленчатого вала (рад/с)

(4.40)

5) Находим находим площадь поршня (м2)

(4.41)

Построение графиков перемещений, скорости и ускорения

Полученные значения заносим в таблицу А.2 приложения

1) Перемещение поршня [5,стр 108]

(4.42)

2) Скорость поршня [5,стр 108]

(4.43)

3) Ускорение поршня [5,стр 109]

(4.44)

Рисунок 4.2 - Перемещение поршня

Рисунок 4.3 - Скорость поршня

Рисунок 4.4 - Ускорение поршня

Определение приведённых масс КШМ [4, стр.96]

1) Коренная шейка:

а) Объём коренной шейки:

(4.45)

б).Масса коренной шейки:

(4.46)

(кг)

2) Шатунная шейка:

а) Объём шатунной шейки:

(4.47)

б) Масса шатунной шейки:

(4.48)

(кг)

3) Параметры щеки:

а) Высота щеки:

(4.49)



б).Ширина щеки:

(4.50)

в) Объём щеки:

(4.51)

г).Масса щеки:

(4.52)

(кг)

4) Масса поршневой группы

(4.53)

(кг)

5) Приведённая масса щеки

- толщина щеки

(4.54)

(кг)

6) Длина шатуна, отнесённая к кривошипу:

(4.55)

7) Длина шатуна, отнесённая к поршню:

(4.56)

8) Масса шатуна:

(4.57)

9) Масса шатуна, отнесённая к кривошипу:

(4.58)

10) Масса шатуна, отнесённая к поршню:

(4.59)

11) Масса деталей поршневой группы:

(4.60)

12. Масса вращающихся частей:

(4.61)

Силы, действующие на детали КШМ.

Полученные значения заносим в таблицу А.3 приложения

1) Сила инерции поступательно движущихся масс 1-го порядка:

(4.62)

Рисунок 4.5 - инерции поступательно движущихся масс 1-го порядка

2) Сила инерции поступательно движущихся масс 2-го порядка:

(4.63)

Рисунок 4.6 - сила инерции поступательно движущихся масс 2-го порядка

3) Сила инерции поступательно движущихся масс:

(4.64)

Рисунок 4.7 - сила инерции поступательно движущихся масс

Построение индикаторной диаграммы

Полученные значения заносим в таблицу А.3 приложения

-объём камеры сгорания

(4.65)

-полный объём цилиндра

(4.66)

-Давление начала сжатия, Па

(4.67)

Давление конца сжатия, Па

(4.68)

-Давление начала рабочего хода, Па ( из теплового расчёта)

-Угол поворота коленчатого вала при сжатии, град.

-Угол поворота коленчатого вала при расширении, град.

-Перемещение поршня при сжатии

(4.69)

-Перемещение поршня при расширении

(4.70)

-Степень сжатия

(4.71)

-Степень расширения

(4.72)

-Давление в начале процесса расширения

-Давление при сжатии, Па

(4.73)

Давление при расширении, Па

(4.74)

-Давления при сжатии и расширении, c учётом поправок на неидеальность процесса:

(4.75)

(4.76)

Угол поворота коленчатого вала, град

-система уравнений для аппроксимированной индикаторной диаграммы



Рисунок 4.8 - Индикаторная диаграмма

Построение графиков функции некоторых сил и момента двигателя

Полученные значения заносим в таблицу А.3 приложения

1) Просуммируем силы давления газов и силы инерции

(4.77)

Рисунок 4.9 - Сумма силы давления газов и силы инерции

2) Силы и моменты, действующие в КШМ:

-Угол поворота шатуна, град

(4.78)

-Сила, действующая вдоль шатуна, Н

(4.79)

-Опрокидывающая сила, Н

(4.80)

-Сила, создающая момент, Н

(4.81)

-Сила, направленная вдоль кривошипа, Н

-Крутящий момент, создаваемый двигателем с обычным клапанным механизмом газораспределения Н*м

(4.82)

-Крутящий момент, создаваемый двигателем с вращающимся цилиндром

(4.83)

- КПД, создаваемое двигателем, с учётом того, что газораспределение осуществляется зубчатыми передачами, а не клапанным механизмом.

Рисунок 4.10 - Сила, действующая вдоль шатуна

Рисунок 4.11 - Опрокидывающая сила



Рисунок 4.12 - Момент, создаваемый двигателем с обычным клапанным механизмом газораспределения

Mcр=10.71 H*м - среднее значение момента

N=M*n/9550 = 10.71*5000/9550=5.61 кВт - номинальная мощность двигателя

Значение полученной мощности отличается от мощности, полученной при тепловом расчёте на 3 %

Рисунок 4.13 - Момент, создаваемый двигателем с вращающимся цилиндром - клапаном

Mcр=14.21 H*м - среднее значение момента.

N=M*n/9550 = 14.21*5000/9550=7.44 кВт - номинальная мощность двигателя.

Выигрыш в мощности составляет таким образом 33 %.

Но здесь мы не учитываем потери на трение.

5. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

Таблица 5.1 - Исходные данные

Карбюраторный одноцилиндровый двигатель с вращающимся цилиндром
Характеристика	размерность	величина
Количество цилиндров	-	1
Количество тактов	-	4
Отношение: диаметр поршня/ход поршня	-	63/56
Рабочий объем цилиндра	см3	175
Частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности	об/мин	5000
Номинальная мощность	кВт	7,44
Степень сжатия	-	7.5
Геометрический критерий подобия	-	0,25

5.1 Расчет на прочность элементов поршневой группы

Расчет поршня

а) Расчет днища поршня.

Материал поршня - алюминиевый сплав.

Основные размеры конструктивных элементов поршневой группы выбираем на основании статистических данных.

Таблица 5.2 - Основные конструктивные соотношения размеров элементов поршня

Параметр	Значение
H/D	0.9 ? 1.3
д/D	0.06 ? 0.09
s/D	0.05 ? 0.10
д ю , мм	1.5 ? 4.5
h/D	0.07 ? 0.08
hп/D	0.03 ? 0.05
h2/D	0.41 ? 0.61
hю/D	0.68 ? 0.71
di	D-2·(s+t+Дt)
t/D (толщина кольца)	компрессионные: 0.04 ? 0.045
	маслосъемные: 0.038 ? 0.043
Дt, мм (радиальный зазор между кольцом и стенкой канавки)	компрессионные: 0.7 ? 0.95
	маслосъемные: 0.9 ? 1.1
iмо (количество маслосъемных отверстий в стенке поршня)	6 ? 12
dм/C (диаметр маслосъемных отверстий)	0.3 ? 0.5
C, мм (высота поршневых колец)	1.5 ? 4.0
dп/D	0.24 ? 0.28
(dвн/dп)=б	0,65 ? 0,75
lп/D	0.85 ? 0.9
a/D	0.28 ? 0.45
b/D	0.30 ? 0.50
dб/D	0.30 ? 0.50

где, D - диаметр поршня

д - толщина днища

s - минимальная толщина поршня

д _ю - высота юбки

h - высота жарового пояса поршня

h_п - высота перемычки (первой)

h₂ - расстояние между концом юбки и пальцем

d_i - внутренний диаметр поршня

H - высота поршня

d_п - внешний диаметр пальца

d_вн - внутренний диаметр пальца

l_п - длина пальца

a - длина втулки шатуна

b - расстояние между бобышками

d_б - средний диаметр бобышки

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений приведенных в таблице принимаем:



д=4 мм; Н=57 мм; s=4 мм; д_ю=2 мм; h=5 мм; h_п=3 мм; h₂=26 мм; i_мо=6; d_п=21 мм; d_вн=13.65 мм; l_п=54 мм; a=28 мм; b=32 мм; d_б=19 мм; d_i=48.2 мм; t_к=2.6 мм; t_м=2.4 мм; Дt_к=0.7 мм; Дt_м=1 мм; С=2 мм; d_м=1 мм; h_ю=45 мм;

Рисунок 5.1 Расчётные модели элементов поршня

В связи со сложностью конфигурации днища поршня, трудностью установления характера нагружения и величины упругости заделки контура днища, днище рассчитывается как круглая пластина, заделанная по контуру и нагруженная равномерно распределенной нагрузкой. Берется режим максимального крутящего момента, когда сила давления газов имеет максимальное значение. Вследствие чего получаем два нормальных напряжения: радиальное и кольцевое (максимальные значения которых возникают на контуре днища) [8, стр. 41].

r_i=(d_i/2)=48.2/2=24.1 мм - внутренний радиус поршня

p_z=7.478 (МПа) - максимальное давление (считается равномерным) (из динамического расчета)

д - толщина днища

у_r - радиальное напряжение

у_ц - кольцевое напряжение



где, м=0.26 (коэффициент Пуассона для алюминиевых сплавов)

т. к. допускаемое напряжение [у]=(40 ? 60) (МПа), принимаем значение d_i =39 мм, д=6 мм

Полученные значения напряжений не превышают допускаемых значений. Условие выполняется.

Расчет термических напряжений.

Поток тепла идет по толщине днища и по радиусу к стенкам поршня.

Допущение: температура по контуру совпадает с температурой стенки поршня.

Максимальные термические напряжения возникают на контуре пластины (при r=r_i).

Радиальное термическое напряжение:

Т_ц - температура в центре пластины

Т_к - температура на контуре пластины

k - коэффициент, учитывающий податливость корпуса поршня на корпусе пластины

б=22·10^-6 1/К - коэффициент линейного расширения материала поршня

Е=0.65·10⁵ (МПа) - модуль Юнга

h - длина верхней части поршня

h=(д+r_п-r_i)=(6+31.5-24.1)=13.4 (мм)

r_п=(D/2)=31.5 (мм) - радиус поршня

Примечание: перепад температур определяем следующим образом:

q - тепловая нагрузка на днище [Вт/м²]

л=150 [Вт/м·К]- коэффициент теплопроводности материала днища

Тепловую нагрузку определяем следующим образом:

в=0.1 - доля всего тепла, которая остается в днище поршня

N - номинальная мощность двигателя

Н=43961 [кДж/кг] - низшая теплота сгорания топлива

g=328 [гр/кВт·час] - удельный расход топлива

i-число цилиндров

F_п=(р·D²/4)=(3.14·0.063²/4)=3.12·10^-3 (м²) -площадь торца поршня



Определяем радиальное термическое напряжение:

- кольцевое термическое напряжение.

Аналогичным образом определяем термические напряжения, обусловленные перепадом температуры по толщине днища поршня. В этом случае за счет перепада температуры по толщине поршня максимальные напряжения возникают на торце днища.

где, Т_к.с. - температура газов в камере сгорания

Т_вн.п. - температура внутренней поверхности поршня

Складывая термические напряжения, определяем полное термическое напряжение.

Полное напряжение (термическое + механическое от давления газов) не должны превышать допускаемые напряжения: [у]= (70 ? 120) (МПа)

Расчет стенки поршня.

Расчет стенки поршня будем производить по сечению маслосъемного кольца.

Рисунок 5.2 - расчётные модели элементов поршня

где, d_м.о.- диаметр маслосъемного отверстия

В сечение I-I, под действием давления газов, возникают напряжения сжатия, а под действием сил инерции растягивающие напряжения.

напряжение сжатия:

где,

- площадь поршня по сечению маслосъемного кольца

n_м.о.=6 - число маслосъемных отверстий

- площадь поперечного сечения маслосъемного отверстия

Эти напряжения не должны превышать допускаемых значений: [у]=(30 ? 40) МПа.

Учет сил инерции.

На режиме холостого хода возникают максимальные силы инерции (в верхней мертвой точке), что приводит к возникновению напряжений растяжения:

(5.14)

где, - головная сила инерции, действующая на верхнюю часть поршня

(5.15)

М_гол. - масса головной части поршня

В приближенном вычислении М_гол.=(0.4 ? 0.6)·m _п

m_п=0.374 кг - масса поршня (из динамического расчета) => М_гол=0.150кг; r=0.028 м - радиус кривошипа (из динамического расчета); щ_хх=523.599 (рад/с) - угловая скорость коленвала, соответствующая числу его оборотов (из динамического расчета)



Эти напряжения не должны превышать допускаемых напряжений: [у]=(4 ? 10) МПа. Условие выполняется.

Расчет перемычки.

Проведем расчет на прочность первой перемычки между канавками для поршневых колец.

р₁>р₂

Возникают напряжения среза () в перемычке:

(5.16)

Рисунок 5.3 - Расчётные модели элементов поршня

где, Р_п=(р₁-р₂)·F_пер - сила, действующая на перемычку

F_пер=(р/2)·((D_п)²-(d_к)²) - площадь среза

Для приближенного расчета принимаем:

р₁=0.9·р_z

р₂=0.22·р_z

В результате преобразований получаем:

(5.17)

Сила Р_п действуя на перемычку, кроме среза перемычки изгибает ее, и создает нормальные напряжения изгиба.

В перемычке возникают одновременно напряжение среза и нормальное напряжение изгиба.

Рассчитаем перемычку между канавками колец на изгиб (напряжения изгиба).

(5.18)

При расчете перемычки на изгиб условно пластину распрямляем.

l_п=р·d_к - длина канавки

- изгибающий момент(5.19)

- момент сопротивления сечения пластины(5.20)

Рисунок 5.4 - Схема нагружения перемычки поршня

После преобразований получаем:

(5.21)

Определяем эквивалентное напряжение.

(5.22)

Чтобы перемычка оставалась прежней эквивалентное напряжение не должно превышать допустимых: [у]=(30 ? 40) МПа.

Условие выполняется.

Гарантия подвижности поршня.

Проверку подвижности поршня определяем для прогретого двигателя по величине диаметрального зазора между поршнем и цилиндром.

(5.23)

- необходимый зазор между поршнем и цилиндром в прогретом состоянии

? - монтажный зазор

Охлаждение воздушное

Т_ц=463 К - температура цилиндра в прогретом состоянии

Т_п=523 К - температура поршня в прогретом состоянии

Т_о=293 К - начальная температура поршня и цилиндра

б_ц=22·10^-6 (1/К) - коэффициенты линейного расширения материала цилиндра

б_п=22·10^-6 (1/К) - коэффициенты линейного расширения материала поршня

Зазор определяем в верхней и нижней части поршня (головки и юбки поршня).

?_Г=(0.006?0.008)·D_п=0.006·0.063=0.378 мм - монтажный зазор головки поршня

?_ю=(0.001?0.004)· D_п=0.004·0.063=0.252 мм - монтажный зазор юбки поршня

Рекомендуемый диапазон допускаемых значений:

/D_ц=(2?3)·10^-3=0.163/63=0.0026

/D_ц=(0.5?1)·10^-3=0.037/63=0.0006 . Условие выполняется.

Расчет поршневого пальца.

Рисунок 5.5 - Расположение пальца в поршне

Расчет пальца является проверочным.

Основные нагрузки, действующие на палец:

* Р_z - сила от давления газов

* Р_j - силы инерции

* Температурные нагрузки

Пальцы бывают свободно плавающие и закрепленные.

Перечисленные выше нагрузки создают в пальце:

- напряжения изгиба (у_изг.)

- напряжения среза (ф_max)

- напряжения, вызванные изменением формы поперечного сечения пальца (овализацией)

а) Расчет поршневого пальца на изгиб.

В качестве материала для пальца выберем сталь 15Х

Рисунок 5.6 - Схема нагружения поршневого пальца

Для расчета пальца на изгиб применяем схему распределенного контактного давления по длине бобышек и верхней головки шатуна.

Рисунок 5.7 - Схема нагружения поршневого пальца

В результате получаются максимальные напряжения изгиба в точке 3 поперечного сечения пальца.

- формула Кинасошвили(5.24)

- геометрический параметр пальца.

Р=Р_z+Р_jп - суммарная сила от давления продуктов сгорания (газов) и сил инерции.

сила инерции от массы поршня действующая на втулку шатуна:

(5.25)

P=-3588.7+23331.4=19742.7 (Н)

Допускаемое напряжение для легированной стали: [у]=(150 ? 300) МПа. Условие выполняется.

б) Расчет поршневого пальца на срез.

Для определения перерезывающей силы используем формулу Журавского:

(5.26)

где, S_max - статический момент

- максимальная перерезывающая сила

I_z - момент инерции

После преобразований получаем:

(5.27)

Максимальное касательное напряжение сравнивается с допускаемым: [ф]=100 МПа. Условие выполняется.

в) Расчет поршневого пальца на износ (износостойкость пальца)

Выполняется по аналогии с расчетом износостойкости юбки. Определяем износостойкость на концах и в средней части пальца. Расчет выполняем по величине удельного давления между поверхностью пальца и поверхностью сопрягаемых деталей: втулка шатуна, бобышка.

Условное контактное давление между поршнем и шатуном:

Материал поршневого пальца сталь 15Х

условное контактное давление между пальцем и бобышками:

 (5.29)

Р_jб.п. - сила инерции от массы поршневой группы без массы пальца.

Для приближенных расчетов массу поршневой группы без массы пальца принимаем равным:

М_б.п. ?0.86 ·М_п

М_п =0.374кг - масса поршневой группы (из динамического расчета)

М_б.п. ?0.86 ·0.374=0.322 (кг)

(5.30)

l_б=((l_п-а)/2)=((54-28)/2)=13 мм- длина отрезка соприкосновения пальца с бобышкой

В качестве расчетного режима при определении удельных давлений для карбюраторных двигателей выбирают режим максимального крутящего момента.

Найденные значения удельных давлений должны быть меньше допускаемых:

[q_ш]=(20 ? 35) МПа

[q_б]=(25 ? 40) МПа

Условие выполняется.

г) Расчет напряжений, вызванных овализацией пальца.

Рисунок 5.8 - Расчётная схема нагружения поршневого пальца

Под действием q(ц) это кольцо начнет изгибаться.

Расчет кольца сведем к расчету его четверти, как кривого бруса.

Взяв, за основу, методы расчета кривого бруса получим следующие результаты.

Увеличение горизонтального диаметра:

(5.31)

где, Р=Р_z+Р_j=19742,7 (Н) -суммарная сила от давления продуктов сгорания и сил инерции

E_п=2·10⁵ (МПа) - модуль Юнга материала пальца.

поправочный коэффициент:

К=1.5-15· (б-0.4)³=1.5-15·(0.65-0.4)³=1.26(5.32)

Полученное значение не должно превышать половину зазора между пальцем и бобышкой: ?d?(2?5) · 10^-2 (мм). Условие выполнено.

Проверим напряжения, образующиеся при овализации пальца.

В указанных точках возникают наибольшие напряжения по значению и знаку.

На растяжение материалы работают хуже, чем на сжатие. Наибольшие растягивающие напряжения возникают в точке 4.

Для гарантии прочности у₍₄₎ должна быть меньше допускаемого: [у]=(110?140) (МПа). Условие выполняется.

д) Проверка зазоров в соединении пальца с шатуном и бобышкой с учетом нагрева.

Требования:

1)Гарантированные зазоры

2)Зазоры небольшие

Проверяется зазор для прогретого двигателя для пальца плавающего типа следующим образом.

(5.34)

? - монтажный зазор

Т_п - температура пальца

Т_б - температура бобышки

б_б=22·10^-6 - коэффициент линейного расширения материала бобышки

б_п=1·10^-5 - коэффициент линейного расширения материала пальца

? Т_п= (Т_п- Т₀)=50 К - перепад температур на пальце

? Т_б= (Т_б- Т₀)=80 К - перепад температуры на бобышке

?0.001·d_п=0.001·21=0.021 мм- гарантированный зазор

Полученный по формуле (5.34) монтажный зазор между пальцем плавающего типа и шатуном:

0.01?0.03 мм; между пальцем и бобышкой: -0.01?0.02 мм (для алюминиевого сплава)

Расчет поршневых колец.

Поршневое кольцо представляет собой брус или стержень, изготовленный таким образом, чтобы в рабочем состоянии представлял собой разрезанное кольцо.

Рисунок 5.9 - Расчётная схема нагружения поршневого кольца

д - зазор между концами кольца в рабочем состоянии

S_o - зазор между концами кольца в свободном состоянии

S_o/t=(2.5?4.0)=2.5, так как t_к=2.6 => S_o=6.5 мм

t_м=2.4 => S_o=6 мм

а) Определение среднего давления кольца на стенки цилиндра и напряжения изгиба кольца в рабочем состоянии.

Определяем среднее давление кольца на стенки цилиндра.

среднее контактное давление:

(5.35)

µ=0.2 - коэффициент, определяющий форму эпюры давления кольца на стенку цилиндра

Е=2·10⁵ (МПа) - модуль упругости материала

Компрессионные кольца:

Маслосъемные кольца:

Полученные значения не должны превышать допускаемых значений:

-компрессионные кольца: 0.11?0.37

-маслосъемные кольца: 0.2?0.4

Условие выполняется.

Определим напряжение изгиба в кольце в рабочем состоянии.

(5.36)

Компрессионные кольца:

Толщину компрессионных колец нужно будет взять поменьше - 2,5 мм

Маслосъемные кольца:

Эти напряжения не должны превышать допускаемых значений: [у]=(300?400) (МПа). Условие выполняется.

б) Прочность кольца при надевании на поршень.

Существует три способа надевания кольца на поршень:

1) m=1 2) m=1.57 3) m=2

Рисунок 5.10 - Способы надевания кольца на поршень

напряжения изгиба при надевании кольца на поршень:

(5.37)

m - коэффициент, учитывающий способ надевания кольца

Компрессионные кольца:

Маслосъемные кольца:

Полученные значения больше рабочих напряжений примерно на 30%: [у^,]=(400?500) (МПа)

в) Проверка гарантированных зазоров в кольце с прямым разрезом.

(5.38)

? - величина монтажного зазора

?^/=(0.06?0.1) - минимально допустимый зазор в замке кольца для прогретого двигателя

?Т_к=Т_к-Т_о=240 К - перепад температур на кольце

?Т_Г=Т_Г-Т_о=100 К - перепад температур на гильзе

б_к=1·10^-5 1/К- коэффициенты линейного расширения материала кольца

б_Г=11·10^-6 1/К- коэффициенты линейного расширения материала гильзы

То=293 К - начальная температура

5.2 Расчет на прочность деталей шатунной группы.

Рис. 5.11 - Эскиз шатуна

1 - поршневая головка шатуна

4 - кривошипная головка шатуна

5 - крышка кривошипной головки шатуна

3 - стержень шатуна

6 - болты

7 - втулка вкладыш (два вкладыша)

ц_з - угол сопряжения стержня шатуна с головкой (угол защемления)

Расчет поршневой головки шатуна.

Таблица 5.3 Основные размеры

Параметр	значение
Dг/dп	1.25?1.65
hг/dп	0.16?0.24
hв/dп	0.075?0.085

Принимаем следующие основные размеры:

D_г=34 мм; h_г=4 мм; h_в=1.6 мм; d= D_г -2 h_г =26 мм; ц_з=130⁰ ; L_ш=112 мм (см. динамический расчёт)

l_ш =a=28(длина поршневой головки шатуна)

- наименьшая толщина верхней головки

- наименьшая толщина втулки

а) Определение напряжений, действующих на поршневую головку шатуна.

Основные нагрузки, которые учитываются при расчете поршневой головки шатуна:

1. Силы инерции от массы поршневой группы.

2. Сила от давления продуктов сгорания.

сила растягивающая верхнюю головку шатуна:

сила сжатия:

Помимо указанных сил при расчете верхней головки шатуна необходимо учитывать контактные давления между стенками головки шатуна и запрессованной втулки.

Выберем плавающий поршневой палец, в этом случае суммарный натяг между втулкой и головкой шатуна состоит из двух частей:

Рис. 5.12 Расчётная схема нагружения верхней головки шатуна

?^У=?+?_т - суммарный натяг

?=0.04 мм - натяг при запрессовке бронзовой втулки температурный (дополнительный) натяг, который возникает при работе двигателя за счет прогрева верхней головки шатуна:

?_т=d·?T·(б_в-б_ш)(5.41)

?T=(373?393) К=390 К - температура подогрева головки и втулки при работе двигателя



б_в,б_ш - коэффициенты линейного расширения материалов втулки и шатуна

б_в=1.8·10^-5 1/К

б_ш=1.0·10^-5 1/К

?^У=0.04+26·390·(1.8·10^-5-1.0·10^-5)=0.121 мм

Определяем напряжения в верхней головке шатуна от контактного напряжения.

контактное давление между втулкой и головкой:

(5.42)

где, в=d/d_п=26/21=1.24

г=D_Г/d_п=34/21=1.62

Е_ш=2·10⁵ МПа - модуль упругости материала шатуна (сталь)

Е_в=1.15·10⁵ МПа - модуль упругости материала втулки (бронза)

н_ш=0.3 - коэффициент Пуассона для шатуна

н_в=0.34 - коэффициент Пуассона для втулки

определяем напряжение в головке шатуна от контактного давления.

 (5.43)

Как правило, радиальное напряжение меньше кольцевого.

- напряжение от контактного давления в точках наружной поверхности головки шатуна