Конструирование бензинового двигателя для легкового автомобиля

Размещено на http://www.allbest.ru/

• СОДЕРЖАНИЕ
• ВВЕДЕНИЕ
• 1. ПАТЕНТНО - ИНФОРМАЦИОННЫЙ ПОИСК ПО СПЕЦЗАДАНИЮ
• 2. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ МАШИНЫ
• 3. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ
• 3.1 Исходные данные для теплового расчета двигателя внутреннего сгорания
• 3.2 Процесс наполнения
• 3.3 Процесс сжатия
• 3.4 Процесс сгорания
• 3.5 Процесс расширения
• 3.6 Процесс выпуска
• 3.7 Индикаторные показатели
• 3.9 Основные показатели и размеры цилиндра двигателя
• 4. РАСЧЕТ КИНЕМАТИКИ И ДИНАМИКИ КШМ
• 4.1 Порядок выполнения расчета для поршневого двигателя
• 4.2 Построение индикаторной диаграммы
• 4.3 Перестроение индикаторной диаграммы
• 4.4 Построение графиков сил Рг,Рj,P?,Т,К
• 5. ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ АГРЕГАТОВ И СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ
• 5.1 Кривошипно-шатунный механизм
• 5.2 Механизм газораспределения
• 5.3 Система питания
• 5.4 Система охлаждения
• 5.5 Система смазывания
• 5.6 Электрооборудование и система пуска
• 5.7 Органы управления и приборы
• 6. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ И РАСЧЕТ СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ
• 6.1 Расчёт деталей кривошипно-шатунного механизма
• 6.2 Расчёт деталей газораспределительного механизма
• 6.3 Расчёт систем
• 7. СПЕЦИАЛЬНОЕ ЗАДАНИЕ.
• 8. РАЗРАБОТКА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ПРОЦЕССА ИЗГОТОВЛЕНИЯ ДЕТАЛИ
• 8.1 Назначение и условие работы детали в сборочной единице
• 8.2 Анализ технологичности конструкции обрабатываемой детали
• 8.4 Выбор метода получения заготовки с экономическим обоснованием
• 8.5 Проектирование технологического процесса механической обработки
• 8.6 Назначение припусков на обработку
• 8.7 Назначение режимов резания
• 8.8 Определение норм времени для операции
• 8.9 Определение необходимого количества оборудования и его загрузки
• 9. ТЕХНИКО - ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
• 10. ТРЕБОВАНИЯ ОХРАНЫ ТРУДА И ТЕХНИКИ БЕЗОПАСНОСТИ
• 10.1 Общие требования безопасности
• 10.2 Требования безопасности перед началом работы
• 10.3 Требования безопасности перед началом работы
• 10.4 Требования безопасности в аварийных ситуациях
• 11. ЗАКЛЮЧЕНИЕ
• 12. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
• ПРИЛОЖЕНИЕ
• ВВЕДЕНИЕ
• Подбор двигателя представляет собой чрезвычайно сложную задачу, для решения которой до настоящего времени нет научно обоснованных рекомендаций.
• Объясняется это большим разнообразием транспортных средств, широким диапазоном условий эксплуатации и специфических требований к транспортному средству.
• Подбирая двигатель, необходимо решить следующие вопросы: тип двигателя, его максимальная мощность, частота вращения коленчатого вала, тип системы охлаждения, эксплуатационно-технические показатели: экономичность, токсичность, пусковые качества, обеспечение условий зимней эксплуатации и надежность.
• Рекомендуя двигатель на транспортное средство, конструктор в значительной мере задает его свойства (топливную экономичность, динамические качества, надежность и др.), а также предопределяет известную эксплуатационную инфраструктуру и, главное, определяет исходные данные для проектирования и организации перевозочного процесса, т. е. того самого процесса, во имя которого созданы двигатель, транспортное средство и вся инфраструктура.
• Дипломный проект -- выпускная квалификационная работа студента, предназначенная для объективного контроля степени сформированности знаний, умений и навыков решать задачи по видам профессиональной деятельности, установлены образовательным стандартом специальности, и предусматривающая синтез физического и идеального объекта проектирования, который оптимально отвечает требованиям задания на выпускную квалификационную работу.
• Целью данного дипломного проекта является конструирование бензинового двигателя для легкового автомобиля категории М1. В качестве спецзадания была рассмотрена тема: «Система охлаждения ».
• В данный проект включены следующие разделы: патентный обзор по теме проекта, тепловой расчёт двигателя, расчёт кинематики и динами кривошипно-шатунного механизма, расчёт на прочность основных деталей и систем двигателя.
• 1.ПАТЕНТНО-ИНФОРМАЦИОННЫЙ ПОИСК ПО СПЕЦЗАДАНИЮ
• СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВС Патент № 2156701, Россия.
• Система охлаждения двигателя внутреннего сгорания и отопления салона автомобиля, содержащая рубашку охлаждения, клапан-термостат, радиатор двигателя, жидкостной насос, радиатор отопителя салона с электровентилятором, отличающаяся тем, что в системе охлаждения установлен клапан прогрева двигателя, включенный параллельно клапану-термостату, клапан перегрева, установленный на входе радиатора двигателя, а гидравлический тракт отопления имеет два гидравлических переключателя потоков жидкости, имеющих возможность автоматического включения в него зависимого контура нагрева воздуха в салоне автомобиля, контура аккумулятора тепла, контура автономного нагрева воздуха и контура прогрева двигателя и управляемых автоматическим устройством, аккумулятор тепла, запасающий избыток тепла двигателя и включенный последовательно радиатору отопителя, на входе аккумулятора расположен насос с электроприводом, обеспечивающий работу автономного контура нагрева воздуха и контура прогрева двигателя.
• ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ ВОДЯНОЙ НАСОС СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВС
• Патент № 2160387, Россия.
• 1. Центробежный водяной насос системы охлаждения двигателя внутреннего сгорания с фланцевым креплением, состоящий из улитки, корпуса, внутри которого установлен на подшипниках качения ведомый вал с консольно закрепленной на нем крыльчаткой, уплотнительного узла, размещенного между крыльчаткой и подшипниками ведомого вала, а также приводной шестерни, связанной с ведомым валом насоса и установленной в полости двигателя, отличающийся тем, что приводная шестерня выполнена полой и установлена в полости двигателя на своих подшипниках качения, корпус водяного насоса с подшипниковым узлом расположен внутри полости шестерни, а на торце ведомого вала насоса, со стороны, противоположной крыльчатке, закреплена втулка с двумя наружными шлицами, входящими в пазы, выполненные на торце шестерни.
• 2. Центробежный водяной насос по п.1, отличающийся тем, что длина шлицев втулки выполнена большей в два раза, чем длина пазов в шестерне, выступание шлицев за торцы пазов шестерни выполнено только в одну сторону, количество пазов в шестерне больше, чем количество шлицев втулки и кратно двум, а втулка на ведомом валу может устанавливаться относительно насоса и противоположным торцем.
• СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВС
• Патент № 2374462, Россия.
• Система охлаждения двигателя внутреннего сгорания, содержащая контур циркуляции охлаждающей жидкости через жидкостной насос, рубашку охлаждения двигателя и радиатор, конфузорно-диффузорное устройство, подключенное к контуру циркуляции охлаждающей жидкости параллельно насосу, и расширительный бачок, подключенный при помощи пароотводящей трубки к рубашке охлаждения двигателя и при помощи выходного трубопровода - к конфузорно-диффузорному устройству, отличающаяся тем, что, с целью повышения давления на входе жидкостного насоса и его регулирования, содержит теплообменник в паровоздушной части расширительного бачка для подогрева паровоздушной смеси теплотой выхлопных газов, подключенный параллельно трубопроводу отвода выхлопных газов двигателя, датчик температуры и датчик давления, установленные на входе жидкостного насоса, блок управления и регулятор расхода отработавших газов через теплообменник.

• СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ РАДИАТОРА
• Патент № 2385808, Россия.
• Система охлаждения радиатора двигателя с турбонаддувом, состоящая из вентилятора с муфтой, датчика температуры охлаждающей жидкости, охладителя надувочного воздуха, устройства для организации необходимого количества охладительного воздуха, отличающаяся расположением охладителя надувочного воздуха между радиатором двигателя и вентилятором, наличием вискомуфты вентилятора с биметаллическим датчиком, крыльчатки вентилятора с повернутыми профилированными лопатками, выполнением глухой облицовки радиатора, при этом воздухозаборники расположены на боковых панелях кабины в виде коробов прямоугольного сечения с ротационными решетками, воздуховоды с площадью сечения от 0,2-0,7 м2 расположены по длине ветрового стекла, кромка которых выполнена под острым углом относительно поверхности лобового остекления.
• 2.ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ МАШИНЫ

Тяговый расчёт выполняется с целью определения мощности, необходимой для обеспечения тяговой характеристики автомобиля, для которой двигатель предназначен. Проведем тяговый расчет для автомобиля категории М 1.

Максимальная эффективная мощность двигателя может быть определена по формуле:

(2.1)

где ma - полная масса автомобиля (слагается из массы снаряжённого автомобиля и массы пассажиров), ma = 1430 кг;

Va max - максимальная скорость движения автомобиля, Va max = 30,55м/с(110км/ч);

? - коэффициент суммарного сопротивления дороги;

Приближённо можно принять:

? = (0,01…0,5)+6*10 - 6Va2 max = 0,022 +6*10 - 6*30,552=0,027

Кв - коэффициент обтекаемости, Кв = 0,15…0,35 Нс2/м4;

F - лобовая площадь машины, F = 1,7 м2;

?т = 0,85…0,9 - КПД трансмиссии автомобиля;

g = 9,81м/с2 - ускорение свободного падения.

?- коэффициент учета силы инерции приведенных вращающихся масс.

Для его определения можно использовать следующее выражение:

где iт- передаточное число коробки передач.

jа- ускорение автомобиля, которое можно принять равным 0,2…0,3 м/с2

Принимаем jа = 0,3 м/с2.

кВт;

Таким образом, требуемая номинальная мощность двигателя:

Ne= 54,2 кВт .

2.1 Обоснование выбора основных показателей двигателя

Коэффициент избытка воздуха зависит от условий воспламенения и сгорания топлива, а также от режима работы двигателя. Для получения максимальной мощности принимаем .

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра двигателей колеблется в пределах ,принимаем .Так как,то S= S/D•D= 0,9•0,08=0,072 м.

Давление и температура окружающей среды принимаем р0=0,105Мпа, .

Температура подогрева свежего заряда это изменение его температуры при движении по впускному тракту и внутри цилиндра. Принимаем . Незначительная т.к. частота вращения коленвала высокая, воздух во впускном коллекторе движется относительно быстро и не успевает подогреться; небольшие размеры впускного коллектора также ведут к незначительному подогреву свежего заряда. Температура воздуха под капотом, откуда идёт забор, тем выше, чем температура окружающей среды, и подогрев воздуха на впуске меньше.

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна для современных автотракторных двигателей составляет 0,21…0,3. С увеличением увеличивается давление на стенку цилиндра, ускоряется изнашивание цилиндров и поршней, но уменьшается габаритная высота, масса двигателя и шатуна, принимаю .

Давление остаточных газов pr=(1,05…1,25)•p0=1,1•0,105=0,116 Мпа. Определяется давлением среды, в которую происходит выпуск (увеличивается с применением турбокомпрессора и глушителя).

Температура отработавших газов . Зависит от состава смеси, степени расширения и теплообмена в процессах расширения и выпуска. В нашем случае степень расширения не большая, следовательно, увеличена. Теплообмен в процессе расширения относительно слабый, что также ведёт к увеличению .

Потери давления на впуске. Данные потери зависят от скоростного режима двигателя (чем больше n, тем больше потери), гидравлических сопротивлений во всех элементах системы, площади проходных сечений клапанов (с увеличением площади, уменьшаются потери).

Показатель политропы сжатия . Величина зависит в основном от частоты вращения, хода поршня, диаметра цилиндра, отношения S/D, материала поршня и головки цилиндра, герметичности, обеспечиваемой поршневыми кольцами. При увеличении частоты вращения, увеличивается и n1, т.к. сокращается время теплообмена между воздухом и окружающими его поверхностями. Кроме того, при увеличении частоты вращения, уменьшается утечка воздуха через зазоры поршневых колец. При увеличении диаметра цилиндра n1 увеличивается, т.к. уменьшается отношение площади поверхности цилиндра к объёму, и теплоотдача от воздуха понижается. Уменьшение хода поршня приводит к увеличению теплоотдачи. Применение составных поршней с днищем из теплостойкой стали, уменьшает теплоотдачу от воздуха поршню и n1 увеличивается.

Показатель политропы расширения[1]. На показатель существенное влияние оказывает коэффициент использования теплоты (чем больше , тем меньше). Повышение частоты вращения вызывает уменьшение показателя, т.к. при этом увеличивается количество догорающего топлива и уменьшается теплоотдача в стенки. При уменьшении угла опережения зажигания, также уменьшается, т.к. топливо догорает на линии расширения потому что, количество теплоты, поступающее к газам из-за догорания, превышает количество теплоты, отдаваемое в стенки.

Коэффициент использования тепла. Улучшение смесеобразования, уменьшение потерь теплоты в стенки и повышение скорости сгорания топлива способствует увеличению коэффициента . С повышением частоты вращения увеличивается до некоторого максимума вследствие сокращения времени контакта газов с окружающими поверхностями и уменьшения теплоотдачи. Однако при дальнейшем увеличении частоты вращения снижается, т.к. сокращается время цикла. На величину также влияют степень сжатия, свойства топлива, закон подачи и степень форсирования.

Степень повышения давления . Зависит от угла опережения зажигания (с уменьшением угла опережения зажигания - уменьшается), а также от типа смесеобразования. Угол опережения зажигания уменьшают для выдерживания норм по токсичности (в частности уменьшаются выбросы , т.к. уменьшается максимальная температура сгорания).

Механический КПД . Чем меньше частота вращения коленвала, тем больше механический КПД. Механический КПД также зависит от качества обработки трущихся поверхностей, вида и качества применяемого масла, количества и видов приводимых вспомогательных механизмов.

3.РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ

3.1 Исходные данные для расчета двигателя

Таблица 1 Исходные данные для расчета двигателя

Наименование	Значение
Мощность, кВт	Ne=54,2
Частота вращения, об/мин	n=5800
Число тактов	?=4
Число и расположение цилиндров	i=4Р
Отношение	S/D=0.9
Коэффициент избытка воздуха	?=0,9
Степень сжатия	?=8,5

3.2 Процесс наполнения

В результате данного процесса цилиндр двигателя (рабочая полость) наполняется свежим зарядом. Давление и температура окружающей среды принимаются: pо=0,105МПа (1,03 кг/см2), То=298 К. Давление остаточных газов[2]:

.

Температура остаточных газов выбирается в зависимости от типа двигателя с учетом того, что для бензиновых двигателей она изменяется в пределах Тr=900…1100 К. Принимаем Тr=900 К.

Температура подогрева свежего заряда ?Т=5 К.

Давление в конце впуска [2]:

; (3.2)

Величину потери давления на впуске ?ра рассчитываем по формуле [2]:

. (3.3)

Коэффициент остаточных газов [2]:

. (3.4)

Величина ?r изменяется в пределах( 0,06..0,12 ).

Температура в конце впуска [2]:

. (3.5)

Для современных бензиновых двигателей температура в конце впуска должна находится в пределах ( 320…360 ) К.

Коэффициент наполнения [2]:

(3.6)

Величина коэффициента наполнения должна изменяться в пределах (0,7…0,85).

3.3 Процесс сжатия

Давление в конце сжатия [2]:

. (3.7)

Показатель политропы сжатия n1 для автотракторных двигателей находится в пределах n1 = 1.34…1.42, принимаем n1=1.34.

Температура в конце сжатия [2]:

, (3.8)

3.4 Процесс сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг жидкого топлива [2]:

, (3.9)

Средний элементарный состав топлива принимаем: gс=0.85; gH=0.15; g0=0.

Количество свежего заряда (кмоль) [2]:

, (3.10)

где mt - молекулярная масса топлива( mt = 110…120 кг/кмоль ), принимаем mt = 110 кг/кмоль.

Количество продуктов сгорания при работе двигателей на жидком топливе при ?‹1 [2]:

. (3.11)

Теоретический коэффициент молекулярного изменения [2]:

. (3.12)

Действительный коэффициент молекулярного изменения [2]:

. (3.13)

Величина ? должна находиться в пределах 1,02…1,12.

Проектируемый двигатель четырехцилиндровый, четырехтактный. Степень сжатия в двигателе с искровым зажиганием ограничивается антидетонационными свойствами бензина. В современных карбюраторных двигателях , используя топливо, принимаем .

Низшую теплоту сгорания топлива принимаем равной Hu = 44000 кДж/кг.

Подсчитываем потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива, т.к. ?‹1 [2]:

. (3.14)

Определяем среднюю мольную теплоемкость свежего заряда [2]:

. (3.15)

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания для бензиновых двигателей определяется по формуле [2]:

. (3.16)

Максимальная температура сгорания подсчитывается по уравнению [2]:

; (3.17)

Где ?- коэффициент использования теплоты при работе двигателя на номинальном режиме. Принимаем ?=0,9.

Подставляем в формулу для определения средней температуры сгорания среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания:

.

После проведения математических преобразований получаем выражение:

;

Величина теоретического максимального давления цикла [2]:

. (3.18)

Степень повышения давления [2]:

. (3.19)

Действительное давление [2]:

рzd = 0.85• рzt = 0.85•6,36 = 5,4 МПа. (3.20)

3.5 Процесс расширения

Степень предварительного расширения для бензиновых двигателей ?=1. Степень последующего расширения для бензиновых двигателей ?=?.

Температура в конце расширения [2]:

. (3.21)

где: n2- средний показатель политропы расширения n2=1.24.

Давление в конце расширения [2]:

. (3.22)

3.6 Процесс выпуска

Параметрами процесса выпуска (pr и Tr ) задаются в начале расчета процесса впуска. Правильность предварительного выбора величин pr и Tr проверяется по формуле проф. Е.К. Мазинга [2]:

. (3.23)

Погрешность 8.68%<10%.

3.7 Индикаторные показатели

Среднее индикаторное давление теоретического цикла для бензиновых и газовых двигателей подсчитывается по формуле [2]:

. (3.24)

Среднее индикаторное давление действительного цикла [2]:

. (3.25)

где : ?п -коэффициент полноты диаграммы, который принимаем для двигателей с искровым зажиганием ?п=0,95.

Индикаторный КПД для бензинового двигателя подсчитывается по формуле [2]:

. (3.26)

Удельный индикаторный расход жидкого топлива [2]:

. (3.27)

3.8 Эффективные показатели

Задаемся величиной механического КПД ?м=0,7…0,85, принимаем ?м=0,85.

Определяем среднее эффективное давление по формуле [2]:

. (3.28)

Эффективный КПД [2]:

. (3.29)

Удельный эффективный расход жидкого топлива [2]:

(3.30)

3.9 Основные размеры цилиндра и показатели поршневого двигателя

По эффективной мощности, частоте вращения коленчатого вала и среднему эффективному давлению определяем литраж двигателя [2]:

. (3.31)

Рабочий объем одного цилиндра [2]:

. (3.32)

Диаметр цилиндра [2]:

. (3.33)

Принимаем D=0,08 м, S= S/D•D =0,072 м.

Литраж двигателя определяем по формуле [2]:

. (3.34)

Определяем эффективную мoщность [2]:

. (3.35)

Эффективный крутящий момент [2]:

Мкр е =3•104/?• N?e/n = 3•104/3.14• 63.1/5800 = 103.9 Н•м. (3.36)

Часовой расход жидкого топлива [2]:

GT = N?e•ge•10-3= 63,1•291,69• 10-3= 18.41 кг/ч. (3.37)

Средняя скорость поршня [2]:

. (3.38)

Литровая мощность определяется по формуле [2]:

. (3.39)

3.10 Построение индикаторной диаграммы

На основании результатов теплового расчета, в координатах p-v строим индикаторную диаграмму рассчитываемого двигателя.

В начале построения на оси абсцисс откладываем отрезок АВ, соответствующий объему цилиндра, а по величине равен ходу поршня АВ=74 мм.

Отрезок ОА, соответствующий объему камеры сгорания, определяем по формуле [8]:

ОА = = = 10 мм. (3.40)

При построении диаграммы выбираем масштаб давлений mp=0.04 МПа в мм.

Построение диаграммы выполняем графическим методом Брауэра.

Из начала координат проводим луч ОК под углом ?0=15°. Далее из начала координат проводим лучи ОД и ОЕ под определенными углами ?1 и ?2 к оси ординат. Эти углы определяем по формулам [8]:

tg ?1 = (1+tg?0)n1-1; (3.41)

tg ?2 = (1+ tg?0)n2-1; (3.42)

?1= (1+ tg 15?)1,34-1=21°; (2.43)

?2 = (1+ tg 15°)1.24-1=20°. (3.44)

Политропу сжатия строят с помощью лучей ОК и ОД. Из точки С проводят горизонталь до пересечения с осью ординат; из точки пересечения - линию под углом 45° к вертикали до пересечения с лучом ОД, а из этой точки - вторую горизонтальную линию, параллельную оси абсцисс. Затем из точки С проводят вертикальную линию до пересечения с лучом ОК. Из этой точки пересечения под углом 45° к вертикали проводим линию до пересечения с осью абсцисс, а из этой точки - вторую вертикальную линию, параллельную оси ординат, до пересечения со второй горизонтальной линией. Точка пересечения этих линий будет промежуточной точкой 1 политропы сжатия. Точку 2 находят аналогично, принимая точку 1 за начало построения.

Политропу расширения строят с помощью лучей ОК и ОЕ, начиная от точки Z, аналогично построению политропы сжатия.

После построения политропы сжатия и расширения производим скругление индикаторной диаграммы с учетом предварения открытия впускного клапана, опережения зажигания и скорости нарастания давления, а также наносим линию впуска и выпуска. Для этой цели под осью абсцисс проводим на длине хода поршня S как на диаметре полуокружность радиусом R=S/2. Из геометрического центра О' в сторону н.м.т. откладываем отрезок [8]:

О'О'1 =5,5 мм (3.45)

где L- длинна шатуна(L=124.5мм).

Величина О'О'1 представляет собой поправку Брикса. Из точки О'1 под углом ?0 ( угол предварения открытия впускного клапана, ?0=47°) проводим луч О'1В1. Полученную точку В1 соответствующую началу открытия впускного клапана, сносим на политропу расширения(точка b1').

Луч О'1С1 проводим под углом ?0, соответствующим углу опережения зажигания (?0=25° до в.м.т.), а точку С1 сносим на политропу сжатия, получая точку с1'.

Затем проводим плавные кривые с'1 с'' изменения линии сжатия в связи с опережением зажигания и b1' b'' изменения линии расширения в связи с предварением открытия впускного клапана. При этом принимаем, что точка b'' находится на середине расстояния ba, а ордината тачки c'' находится из соотношения [8]:

pс'' =1.2•pс= 1,2•1,4 = 1,68 МПа. (3.46)

Длинна отрезка Ас''=1,68/0,04 = 42 мм.

Наклон линии сгорания определяем исходя из величины скорости нарастания давления и действительного давления сгорания [2]:

pz= 0.85 •p'zt= 0.85•6.36 = 5,4МПа. (3.47)

Определяем угол ?0 соответствующий углу поворота коленчатого вала за период сгорания от pc до pz' [8]:

?0 = = = 14°. (3.48)

Для данного двигателя принимаем ?р/?? = 0,3МПа/град.

Под углом ?0 проводим луч О'1m. Полученную точку m сносим на горизонтальную линию, соответствующую давлению pz.

Точку пересечения их соединяем с точкой с1' и получаем примерное протекание линии сгорания. Далее проводим линии впуска и выпуска, скругляя их в точке z. В результате выполненных построений получили действительную индикаторную диаграмму.

4.РАСЧЕТ КИНЕМАТИКИ И ДИНАМИКИ КШМ

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма выполняется с целью определения суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. Результаты динамического расчета используются при расчете деталей двигателя на прочность и износ.

В течении каждого рабочего цикла силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда различных положений вала, через каждые 30° ПКВ.

Рисунок 4.1- Расчётная схема сил, действующих в КШМ

4.1 Определяем силу давления газов на днище поршня

Сила давления газов на днище поршня определяем в пределах (0…720)° ПКВ, через 30град.

По построенной индикаторной диаграмме определяем силу рг, действующую на днище поршня при каждом угле поворота коленчатого вала. Результаты сводим в таблицу 4.1.

Масштаб давлений выбираем mp =0,04МПа в мм.

Расчет ведем для одного положения кривошипа. Оно соответствует 60 поворота коленчатого вала.

Сила давления газов на днище поршня (pг) определяется по формуле [8]:

. (4.49)

По формуле (4.49) производим расчеты для остальных точек поворота коленчатого вала, результаты расчета для всех положений коленчатого вала сводим в таблицу 4.1 .

4.2 Определяем силу инерции от возвратно-поступательно движущихся масс Pj

Pj=-mj•R•??•(cos?+?•cоs2?); (4.50)

Масса поступательно движущихся частей КШМ определяется из выражения

mj=mn+x•mш; (4.51)

где: х-доля массы шатуна, отнесенная к возвратно-поступательно движущимся массам х=0,25;

mп и mш определяем по таблице 6 [1];

m'п=mп/Fп=130 кг/м2; (4.52)

mп=130•0,005024 = 0,4 кг;

m'ш=mш/Fп = 180 кг/м2; (4.53)

mш=180•0,005024 = 0.58 кг;

mj= 0,4+0.25•0.58 =0.56 кг.

?-угловая скорость:

. (4.54)

, (4.55)

Результаты расчета для всех положений коленчатого вала сводим в таблицу 4.1 .

4.3 Суммарная сила, действующая в кривошипно-шатунном механизме

Определение суммарной силы P? ведется путем алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс [8]:

. (4.56)

Результаты расчета для всех положений коленчатого вала сводим в таблицу 4.1

Таблица 4.1 Результаты расчета PГ, Pj, P?.

? град.	P?,Мпа	Pr,H	cos?+?cos2?	Pj,H	P?,H
1	2	3	4	5	6
0	0,116	55,8	1,294	-9614,91	-9559,11
30	0,089	-76,2	1,013	-7526,97	-7603,1744
60	0,089	-76,2	0,353	-2626,64	-2702,84
90	0,089	-76,2	-0,294	2184,532	2108,33156
120	0,089	-76,2	-0,646	4800,025	4723,82513
150	0,089	-76,2	-0,719	5342,443	5266,24284
180	0,089	-76,2	-0,706	5245,848	5169,6479
210	0,095	-48,3	-0,719	5342,443	5294,14284
240	0,116	56,5	-0,647	4807,456	4863,95551
270	0,171	331,6	-0,294	2184,532	2516,13156
300	0,326	1114,5	0,353	-2622,92	-1508,424
30	0,837	3679,8	1,013	-7526,97	-3847,1744
360	1,633	7680,8	1,294	-9614,91	-1934,111
374	5,4	26602,1	1,243	-9183,95	17418,15
390	3,532	17222,2	1,013	-7526,97	9695,2256
420	1,490	6962,6	0,353	-2622,92	4339,67605
450	0,824	3612,7	-0,294	2184,532	5797,23156
480	0,579	2383,5	-0,646	4800,025	7183,52513
510	0,483	1903,6	-0,719	5342,443	7246,04284
540	0,458	1774,4	-0,706	5245,848	7020,2479
570	0,116	55,8	-0,719	5342,443	5398,24284
600	0,116	55,8	-0,647	4807,456	4863,25551
630	0,116	55,8	-0,294	2184,532	2240,33156
660	0,116	55,8	0,353	-2626,64	-2570,84
690	0,116	55,8	1,013	-7526,97	-7471,1744
720	0,116	55,8	1,294	-9614,91	-9559,111

4.4 Определяем нормальную силу К [2]:

. (4.57)

Результаты расчета для всех положений коленчатого вала сводим в таблицу 4.2. Нормальная сила К направлена по радиусу кривошипа рисунок 4.1.

4.5 Определяем тангенциальную силу Т [2]:

. (4.58)

Результаты расчета для всех положений коленчатого вала сводим в таблицу 4.2.

Тангенциальная сила Т направлена по касательной к окружности радиуса кривошипа рисунок 4.1 .

Таблица 4.2 Результаты расчета Т,К

? град.	cos(?+?)/cos?	К,Н	sin(?+?)/ /cos?	T,H
0	1	-9559,111	0	0
30	0,792	-6021,714	0,629	-5269,6
60	0,272	-741,6725	0,998	-2957,7
90	-0,308	-649,3661	1	2352,6
120	-0,728	-3438,945	0,734	3866
150	-0,94	-4950,268	0,371	2179,1
180	-1	-5169,648	0	0
210	-0,94	-4976,494	-0,371	-2189,6
240	-0,728	-3540,96	-0,734	-3966,6
270	-0,308	-774,9685	-1	-2774,4
300	0,272	-410,2913	-0,998	1725
330	0,792	-3046,962	-0,629	2794
360	1	-1934,111	0	0
374	0,953	16599,5	0,3096	5392,6
390	0,792	7678,619	0,629	5989,6
420	0,272	1180,392	0,998	4239,2
450	-0,308	-1785,547	1	6118,4
480	-0,728	-5229,606	0,734	5707,4
510	-0,94	-6811,28	0,371	2928,1
540	-1	-7020,248	0	0
570	-0,94	-5074,348	-0,371	-2220,8
600	-0,728	-3540,45	-0,734	-3949
630	-0,308	-690,0221	-1	-2466,2
660	0,272	-699,2685	-0,998	2844,2
690	0,792	-5917,17	-0,629	5198,8
720	1	-9559,111	0	0

5. ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ АГРЕГАТОВ И СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ

На автомобиле установлен четырехцилиндровый четырехтактный бензиновый двигатель, с рядным расположением цилиндров и с распределительным валом, размещенным на головке цилиндров, жидкостного охлаждения. Двигатель специально спроектирован для поперечного расположения на переднеприводном автомобиле. Поэтому его компоновка и основные размеры выбраны такими, чтобы он вместе с коробкой передач мог разместиться поперек между брызговиками передних колес.

Поршень отливается из высокопрочного алюминиевого сплава. Поскольку алюминий имеет высокий температурный коэффициент линейного расширения, то для исключения опасности заклинивания поршня в цилиндре в головке поршня над отверстием для поршневого пальца залита терморегулирующая стальная пластина. Поршневой палец стальной, трубчатого сечения, запрессован в верхнюю головку шатуна и свободно вращается в бобышках поршня. Поршневые кольца обеспечивают необходимое уплотнение цилиндра и отводят тепло от поршня к его стенкам. Кольца прижимаются к стенкам цилиндра под действием собственной упругости и давления газов. На поршне устанавливаются три чугунных кольца - два компрессионных и одно маслосъемное, которое препятствует попаданию масла в камеру сгорания.

Газораспределительный механизм характеризуется верхним рядным расположением клапанов. На каждый цилиндр приходится по одному впускному и одному выпускному клапану, расположенные в головке цилиндров наклонно в ряд. Распределительный вал, отлитый из чугуна, имеет пять опорных шеек, которые вращаются в гнездах, выполненных в головке цилиндров и в корпусах подшипников распределительного вала, и приводится во вращение от коленчатого вала зубчатым ремнем. На валу имеется эксцентрик, для привода топливного насоса. Клапаны приводятся в действие непосредственно кулачками распределительного вала через цилиндрические толкатели без промежуточных рычагов. В гнезде толкателя находится шайба, подбором которой регулируется зазор в клапанном механизме.

Система смазывания двигателя комбинированная, при которой часть деталей смазывается под давлением, часть самотеком и разбрызгиванием. Емкость системы смазывания 3,5 л. Под давлением смазываются коренные и шатунные подшипники коленчатого вала, опоры распределительного вала. Система включает масляный картер, масляный насос с редукционным клапаном и маслоприемником, систему масляных каналов, полнопоточный фильтр очистки масла с фильтрующим элементом, перепускным клапаном и противодренажным клапаном, указатель уровня масла и маслоналивную горловину. Давление масла контролируется датчиком, который ввертывается в отверстие масляной магистрали в головке цилиндров, соединяемой с главной масляной магистралью в блоке цилиндров. Масляный насос собран в специальном корпусе, прикрепленном к передней стенке блока цилиндров. Масляный насос односекционный, шестеренчатый, с шестернями внутреннего зацепления. Ведущая шестерня устанавливается на переднем конце коленчатого вала. Масляный фильтр навернут на штуцер и прижат к кольцевому буртику на блоке. Герметичность обеспечивается резиновой прокладкой, установленной между крышкой фильтра и буртиком блока. Вентиляция картера двигателя принудительная, осуществляется путем отсоса картерных газов по вытяжному шлангу через сетку маслоотделителя, в корпус воздушного фильтра.

Система охлаждения жидкостная закрытого типа с принудительной циркуляцией жидкости, с расширительным бачком. Система имеет насос охлаждающей жидкости, неразборный термостат, электровентилятор, радиатор с расширительным бачком, трубопроводы, шланги, сливные пробки. Привод насоса осуществляется от зубчатого ремня привода распределительного вала. Насос охлаждающей жидкости центробежного типа.

Система пуска электростартерная. Стартер расположен с левой стороны двигателя и раскручивает коленчатый вал посредством зубчатого венца на маховике.

Система питания включает следующие приборы: топливный бак, топливный фильтр, топливный насос, накопитель топлива, дозатор-распределитель, топливопроводы и шланги, расходомер воздуха, регулятор управляющего давления, форсунку, впускную трубу и приборы выпуска отработавших газов.

топ 5 расходомер воздуха;

6 . РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ И РАСЧЕТ СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ

6.1 Расчет поршневой группы

Поршневая группа двигателя включает: поршень, поршневой палец, поршневые кольца и детали крепления пальца (стопорные кольца). Основное ее назначение:

а) Образование вместе со стенками цилиндра и поверхностью камеры сгорания пространства переменного объема, в котором совершаются рабочие процессы двигателя, и обеспечение герметичности этого пространства;

б) Передача боковых усилий от шатуна стенкам цилиндра;

в) Передача шатуну давления газов, воспринимаемого поршнем;

г) Выполнение функций съема и распределения масла по зеркалу цилиндра.

6.1.1 Расчет поршня

Поршень изготовлен из алюминиевого сплава Ал25 методом литья.

Рисунок 6.1 - Расчётная схема поршня

Рассчитаем головку поршня. Головка поршня рассчитывается на сжатие.

Напряжения в сечении, ослабленном отверстиями для отвода масла [2]:

, (6.59)

где FA-A-площадь сечения, ослабленного отверстиями для отвода масла,

Fп - площадь поршня;

Pzmax-максимальная сила давления газов, на днище поршня.

Напряжение с не должны превышать для алюминиевых поршней 30…40 МПа.

Напряжения от сжатия с=30,21 МПа не превышает допускаемых. Прочность обеспечивается.

Растягивающие напряжения в сечении, ослабленном отверстиями для отвода масла [2]:

, (6.60)

где сила инерции части поршня с кольцами, расположенной выше сечения FA-A [2]:

, (6.61)

где mг-масса головки поршня: ;

-частота вращения вала двигателя в режиме холостого хода [2]:

, (6.62)

где nх.х.max.=1,07n=1,075800=6206 мин-1- максимальная частота вращения вала двигателя в режиме холостого хода.

Напряжения Р не должны превышать для алюминиевых поршней 4…10 МПа. Напряжение от растяжения Р=4,44МПа не превышает допустимые. Прочность обеспечивается.

Напряжения при изгибе и срезе кольцевой перемычки [2]:

(6.63)

, (6.64)

где высота первой перемычки.

Суммарные напряжения согласно третьей гипотезе прочности[2]:

. (6.65)

Напряжения не должны превышать 30…40 МПа для поршней из алюминиевых сплавов. Суммарные напряжения =17 МПа не превышают допускаемые. Прочность обеспечивается.

Рассчитаем юбку поршня. Максимальное удельное давление на юбку поршня [2]:

, (6.66)

где Nmax-наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра [2]:

, (6.67)

где hю-высота юбки, hю=60 мм.

Удельное давление на стенку цилиндра pю не должно превышать 1 МПа. Удельное давление pю=0,7543 МПа не превышает допустимого. Прочность обеспечивается.

Рассчитаем диаметры головки и юбки поршня.

Диаметры головки и юбки поршня в холодном состоянии [2]:

; (6.68)

, (6.69)

где =0,56мм ,=0,16 мм

Диаметральные зазоры в горячем состоянии [2]:

; (6.70)

, (6.71)

где , приняты с учетом водяного охлаждения двигателя.

6.1.2 Расчет поршневого кольца

Поршневые кольца предназначены для обеспечения герметичности внутрицилиндрового пространства, отвода теплоты от поршня в стенки гильзы и удаления с них излишков масла.

Поршневое кольцо изготовлено из серого чугуна марки СЧ20.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра [2]:

, (6.72)

где Е=10 5 МПа - модуль упругости для чугуна,

.

Среднее давление компрессионного кольца на стенку цилиндра Рср не должно превышать 0,37 МПа.

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии [2]:

. (6.73)

Максимальные напряжения, возникающие при разведении замка в процессе надевания кольца на поршень [2]:

, (6.74)

где k - коэффициент, зависящий от способа приложения усилий к кольцу при надевании его на поршень (в расчете принимаем k=1,57) .

Монтажный зазор З в замке поршневого кольца [2]:

, (6.75)

где З - минимальный допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя (З=0,08 мм);

к, ц - коэффициенты линейного расширения материалов кольца и цилиндра,

tк, tц, t0-температуры соответственно кольца и цилиндра в рабочем состоянии двигателя и начальная температура .

6.1.3 Расчет поршневого пальца

Поршневой палец предназначен для шарнирного соединения поршня с шатуном и является осью, относительно которой совершаются колебательные движения шатуна.

Поршневой палец плавающего типа выполнен из стали 15Х () с последующей цементацией поверхностного слоя и закалкой.

Разрушение пальца вызывается чаще всего напряжениями, возникающими при его овализации, изгибе и срезе. Износостойкость пальца зависит от его удельных давлений на втулку шатуна и на бобышки поршня.

Давление, приходящееся на единицу площади проекции опорной поверхности в бобышках поршня [2]:

, (6.76)

где Lб.п. - расстояние между бобышками поршня;

Lп. - длина поршневого пальца;

k-коэффициент, зависящий от массы поршневого пальца,

, (6.77)

где mп.г. - масса поршневой группы.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна [2]:

, (6.78)

где сила инерции поршневой группы, Н;

длина поршневой головки шатуна.

Напряжение рб не должны превышать 50 МПа. Давление рб=30,94 МПа. не превышает допустимые. Прочность обеспечена.

Давление рш не должно превышать 60 МПа . Давление рш=33,77 МПа не превышает допустимые. Прочность обеспечена.

Напряжение в среднем сечении пальца при его изгибе [2]:

, (6.79)

где

.

Допускаемые нормальные напряжения при изгибе [и]=200…250 МПа. Напряжения и=147,3МПа не превышают допустимые. Прочность обеспечена.

Напряжения, возникающие при срезе пальца [2]:

. (6.80)

Допускаемые касательные напряжения . Касательное напряжение =94 МПа, не превышает допустимые. Прочность обеспечивается.

Максимальная диаметральная деформация пальца при овализации [2]:

, (6.81)

где поправочный коэффициент:

.

Диаметральная деформация dmax не должна превышать 0,001dн=0,00124=0,024 мм. Диаметральная деформация не превышает допустимую.

Напряжения, возникающие при овализации пальца:

а) на внешней поверхности пальца в горизонтальной плоскости (точка 1, рисунок 6.2) [2]:

; (6.82)

Рисунок 6.2 Эпюра напряжений, возникающих при овализации пальца

б) на внутренней поверхности в горизонтальной плоскости (точка 2, рисунок 6.2) [2]:

; (6.83)

в) на внешней поверхности в вертикальной плоскости (точка 3, рисунок 1) [2]:

; (6.84)

г) на внутренней поверхности в вертикальной плоскости (точка 4, рисунок 6.2) [2]:

; (6.85)

Из расчета следует, что наибольшее напряжение возникает в точке 2 и оно составляет 244,1МПа. Напряжения, не должны превышать допустимые [ai]=300…350 МПа. Прочность обеспечивается.

Зазор в сочленении пальца с поршнем в рабочем состоянии [2]:

. (6.86)

Монтажный зазор в этом сочленении [2]:

, (6.87)

где коэффициенты линейного расширения материалов поршневого пальца и поршня;

tп.п., tп - степень подогрева пальца и поршня;

tп.п.=100…120С, tп=120…140С.

Принимаем tп.п.=110С, tп=130С.

0,001dн=0,0010,038=0,038 мм.

Для сборки поршня с пальцем первый необходимо нагреть до темпеературы130С, а палец охладить в жидком азоте.

6.2 Расчет шатунной группы

Шатунная группа состоит из шатуна, крышки шатуна, шатунных болтов, втулки и вкладышей. Шатун служит для передачи усилий от поршня к коленчатому валу и наоборот. При работе двигателя шатун совершает сложное движение, во время которого он подвергается действию переменных давлений газов и инерционных сил. В некоторых случаях действие этих сил носит характер близкий к ударному. Таким условиям работы отвечает конструкция шатуна, имеющая максимальную жесткость при минимальной массе.

Шатун изготовлен из стали 40Х. Масса шатуна в сборе mш=0,85 кг.

6.2.1 Расчет поршневой головки шатуна

Поршневая головка шатуна рассчитывается на:

а) усталостную прочность в сечении от действия инерционных сил, достигающих максимальных значений при работе двигателя на режиме максимальной частоты вращения при холостом ходе;

б) напряжения, возникающие в головке от воздействия на неё запрессованной втулки;

в) усталостную прочность в месте перехода головки шатуна в стержень от действия суммарных сил и запрессованной втулки.

Максимальное напряжение растяжения в сечении поршневой головки шатуна [2]:

; (6.88)

т.к. при сила инерции направлена к оси коленчатого вала и не нагружает сечение [2]:

Pj=-(mп г+mв г)(?nxx max/30)2R(1+?)=-(0.46+0.035)• •(3.14•6202/30)2•0,036•(1+0.293)= -9721,8 Н; (6.89)

где масса верхней части головки (выше сечения ),

;

масса поршневой группы, кг.

Механические свойства легированной стали 40ХН, из которой изготовлен шатун, приведены в таблице 6.1[7]:

Таблица 6.1 - Механические свойства легированной стали 40ХН

Марка стали	В, МПа	Т, МПа	-1, МПа	-1Р, МПа	Т, МПа	-1, МПа
40ХН	1300	1200	500	400	390	240

Отношение предела выносливости при растяжении к пределу текучести [2]:

Коэффициент приведения асимметричного цикла к равноценному симметричному берем:

Для растяжения а=0,23.

Так как цикл нагружения ассиметричный, то а=m=31,44МПа.

Если возникающие в детали нормальные напряжения удовлетворяют условию [2]:

, (6.90)

то расчет проводим по пределу выносливости.

Т.к. , то запас прочности сечения определяем по пределу выносливости [2]:

(6.91)

где К-коэффициент концентрации напряжений [2]:

(6.92)

где: предел прочности,

коэффициент влияния шероховатости поверхности.

Для случая чистового обтачивания, без поверхностного упрочнения

.

коэффициент абсолютных размеров поперечного сечения.

Запас прочности должен быть не менее 2,5 для автотракторных двигателей.

Значение запаса прочности имеет значение несколько выше необходимого для возможности форсирования двигателя.

В поршневой головке шатуна имеют место напряжения, обусловленные запрессовкой в нее втулки:

где натяг посадки втулки, .

Т.к. втулка и головка стальные коэффициенты температурного расширения у них одинаковы.

коэффициент температурного расширения стальной втулки [2]:

(6.93)

коэффициент температурного расширения для стальной головки [2]:

; (6.94)

Давление от натяга ? на поверхности соприкосновения втулки с головкой считается равномерно-распределенным и определяется по формуле [2]:

P=? ?/{d{[(dг2+d2)/( dг2-d2)+?г]/Ег+[( d2+dн2)/( d2-dн2)-?в]/Ев}}= =0,08/{29,2{[(36,52+29,22)/( 36,52-29,22)+0,3]/2•105+[( 29,22+242)/( 29,22-242)- -0,25]/1,15•105}}=35,2 МПа. (6.95)

где: dг, d, dн, - соответственно наружный и внутренний диаметр поршневой головки и внутренний диаметр втулки, мм (dг=36,5мм, d=29,2мм, dн=24мм) [2]:

г, Ег - коэффициент Пуассона и модуль упругости материала поршневой головки (сталь);

в, Ев - коэффициент Пуассона и модуль упругости материала втулки ;

Напряжение на внешней и внутренней поверхностях поршневой головки от действия суммарного натяга определяются по формуле Ламе [2]:

?'?=2рd2/( dг2-d2)=235.2•29.22/(36.52-29.22)=125.2 МПа (6.96)

?'i=p( dг2+d2)/( dг2-d2)=35.2(36.5 2+29.22) /(36.5 2-29.22)=159.4МПа. (6.97)

Напряжения а, I не должны превышать 100…170 МПа.

В теле поршневой головки шатуна напряжения от силы инерции Рj п.г. деталей поршневой группы рассчитывается в предположении, что радиальное давление, создаваемое этой силой, по внутренней поверхности верхней половины головки распределяются равномерно.

Напряжения подсчитывают по уравнениям для бруса малой кривизны, предполагается, что криволинейная балка защемлена в местах перехода проушины в стержень. Головку рассекают по продольной оси симметрии шатуна, а действие отброшенной правой части заменяется нормальной силой Nj0 и изгибающим моментом Mj0, которые определяются по следующим эмпирическим зависимостям:

(6.98)

(6.99)

где з-угол заделки,

rср- средний радиус головки шатуна [2]:

Угол заделки з=120

Максимальная сила, растягивающая поршневую головку шатуна [2]:

Рj п г=-mп гR?2(1+?)=-0,46•0.036•607.12(1+0.293)=-11711.7 Н. (6.100)

Значения Mj1 и Nj1 для текущего значения , изменяющегося от 0 до 90 (участок 1 рисунок 6.3), определяется по формулам [2]:

(6.101)

. (6.102)

Значения Mj2 и Nj2 для текущего значения = 120 (участок 2), определяется по формулам[2]:

(6.103)

;

(6.104)



Рисунок 6.3- Распределение нагрузок при растяжении.

Напряжения в крайних волокнах у внешней поверхности [2]:

; (6.105)

у внутренней:

; (6.106)

где толщина стенки головки,

соответственно момент и нормальная сила в рассматриваемом сечении;

b-коэффициент, учитывающий наличие запрессованной стальной втулки с натягом [2]:

b=EгFг/(ЕгFг+EвFв)= 2•105• 262,8/(2•105• 262,8+1,15•105•176,4)=0,72. (6.107)

где площади сечения соответственно стенок головки и втулки [2]:

(6.108)

(6.109)

Расчитываем напряжения в крайних волокнах у внешней поверхности по формулам (6.105),(6.106):

Рисунок 6.4-Эпюра напряжений при растяжении

Значения нагрузок и напряжений при других значениях угла сведены в

таблице 6.2

Таблица 6.2 - Значения нагрузок и напряжений

j°	Nj, Н.	Mj, Нм.	saj, МПа.	sij, МПа.
1	2	3	4	5
0	-5574,8	-0,0019	-30,5454663	-30,5454184
10	-5579,01	0,0671522	-30,5677304	-30,569424
20	-5591,64	0,2743088	-30,6345226	-30,6414406
30	-5612,41	0,6149663	-30,7443587	-30,7598679
40	-5640,48	1,0753143	-30,8927859	-30,9199048
50	-5675,01	1,6415424	-31,0753513	-31,1167502
60	-5715,15	2,29984	-31,2876021	-31,3456031
70	-5759,5	3,0271898	-31,5221171	-31,5984614
80	-5806,66	3,8005745	-31,7714747	-31,8673234
90	-5855,5	4,60158	-32,029738	-32,1457877
100	-5816,51	3,9621325	-31,8235649	-31,923488
110	-5600,17	0,4141582	-30,6796134	-30,6900583
120	-5211,21	-5,964727	-28,6229089	-28,4724813

Исследование напряжений, вызываемых сжимающей силой, позволило установить, что наилучшее совпадение экспериментальных данных с расчетными получается при косинусоидальном распределении нагрузки на нижнюю часть головки шатуна. Расчетная схема та же, что и при расчете на растяжение.

Суммарная сила P, сжимающая головку [2]:

, (6.110)

Р=(5,4-0,1)•6358,5-0,46•0,036•607,12(1+0,293)=17538,1 Н.

Изгибающие моменты и нормальные силы во всех сечениях поршневой головки на участке 1(рисунок 6.3) определяются по формулам [2]:

(6.111)

. (6.112)

Соответственно в сечениях на участке 2(рисунок 6.3) [2]:

(6.113)

(6.114)

где .

В100=0,000677; В110=0,00446; В120=0,01487.

Нормальная сила N0 и изгибающий момент М0 входящие в уравнения, определяются с помощью таблицы 5.14 приведенной в источнике [2], в зависимости от угла заделки и сжимающей силы:

N0=52,6 Н; М0=0,316 Нм.

Напряжения в крайних волокнах у внутренней поверхности [2]:

(6.115)

(6.116)

Значения N, M, a, I от сжимающей силы заносим в таблицу 6.3.

Таблица 6.3 - Значения N, M, a, I от сжимающей силы

	N, Н.	M, Нм.	a, МПа.	I, МПа.
1	2	3	4	5
0	52,6	0,316	0,29189482	0,28392545
10	51,548	17,5688	0,4875354	0,04445835
20	49,444	52,0744	0,87881657	-0,4344758
30	45,5516	115,9098	1,60268673	-1,3205041
40	40,2916	202,1738	2,58088964	-2,5178396
50	33,8218	308,2785	3,78407923	-3,9905622
60	26,3	431,636	5,1829094	-5,702752
70	17,9892	567,9331	6,72847	-7,594542
80	9,1524	712,8566	8,3718509	-9,6060656
90	0	862,956	10,073924	-11,689429
100	2,720894	818,3333	9,567919	-11,070071
110	60,23073	-124,828	-1,1271923	2,02091005
120	234,4915	-2982,71	-33,534501	41,6879565

Максимальное и минимальное напряжения ассиметричного цикла [2]:

125,2+28,6 = 153,8МПа, (6.117)

125,2-41,7 = 83,5МПа. (6.118)

Среднее напряжение и амплитудное напряжение :

?m=(?max+?min)/2=118.7МПа,

??=(?max -?min)/2=70.3 МПа.

Т.к. , то запас прочности определяем по пределу выносливости:

Для автомобильных двигателей запас прочности должен лежать в пределе от 2 до 3. Значит прочность поршневой головки шатуна обеспечивается.

6.2.3 Расчет стержня шатуна

Стержень шатуна подвергается растяжению силой инерции Pj поступательно движущихся масс, расположенных выше расчетного сечения и сжатию, силой равной разности силы давления газов и силы инерции.

Стержень шатуна рассчитывается на усталость в сечении, которое условно располагается в центре тяжести шатуна. Стержень шатуна в этом сечении имеет форму двутавра.

Сила, растягивающая шатун, достигает максимального значения в ВМТ и определяется по формуле [2]:

. (6.119)

Максимальная сила, сжимающая шатун [2]:

. (6.120)

Максимальные напряжения в рассчитываемом сечении [2]:

, (6.121)

где kx-коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости его качания, kx=1.5;

Fсеч - площадь расчетного сечения.

Напряжения max не должны превышать 200…300 МПа. Напряжения max=141.1 МПа не превышает допустимые. Прочность обеспечена.

Минимальные напряжения от растягивающей силы в расчетном сечении [2]:

. (6.122)

Среднее значение напряжения [2]:

. (6.123)

Амплитуда цикла [2]:

; (6.124)

. (6.125)

Т.к. выполняется условие [2]:

, (6.126)

то расчет производим по пределу усталости.

При расчете поршневой головки приняли . Расчет проводим по пределу выносливости.

Kd=0,82;

KF=1,4 (при дробеструйной обработке).

Запас прочности:

. (6.127)

Запас прочности должен быть не менее 2…2,5. Прочность обеспечена.

6.2.4 Расчет крышки шатуна

Крышка шатуна нагружается в начале такта впуска силами инерции поступательно движущихся масс, расположенных выше плоскости разъема кривошипной головки [2]:

. (6.128)

Параметры крышки:

а) Расстояние между двумя шатунными болтами Сб=62 мм;

б) Толщина стенки вкладыша: в=2 мм;

в) Длина кривошипной головки: Lк.г.=30 мм;

г) Диаметр шатунной шейки: dш.ш.=45 мм;

д) Длина вкладыша: Lв=25 мм.

Момент инерции расчетного сечения вкладыша [2]:

. (6.129)

Момент инерции расчетного сечения крышки [2]:

, (6.130)

где .

Момент сопротивления расчетного сечения [2]:

. (6.131)

Суммарная площадь крышки и вкладыша [2]:

. (6.132)

Напряжение при изгибе крышки [2]:

. (6.133)

Напряжение И не должны превышать 100…300 МПа. Прочность обеспечена.

6.2.5 Расчет шатунных болтов

Шатунные болты предназначены для крепления крышки к шатуну. Они изготовлены из стали 40ХНМА. На болтах нарезана резьба М8х1,5. Максимальная сила, растягивающая шатунные болты, PJР=14759 Н.

Характеристики механических свойств стали 40ХНМА представлены в таблице 6.2. [7]:

Таблица 6.4 - Характеристики механических свойств стали 40ХНМА

Марка стали	В, МПа	Т, МПа	-1, МПа	-1р, МПа	Т, МПа	1,МПа
40ХНМА	1500	1400	600	400	700	350

Сила предварительной затяжки болта [2]:

. (6.134)

Суммарная сила, растягивающая болт [2]:

, (6.135)

где -коэффициент основной нагрузки резьбового соединения, =0,25.

Максимальное и минимальное напряжение в болте [2]:

; (6.136)

, (6.137)

где FОР-площадь наименьшего диаметра резьбы болта [2]:

. (6.138)

Среднее напряжение и амплитуда цикла [2]:

; (6.139)

; (6.140)

; (6.141)

; (6.142)

. (6.143)

Так как , то запас прочности шатунного болта определяется по пределу текучести [2]: