Кривошипно-шатунный механизм. 2



Содержание

 

Введение 3

1 Тепловой расчет двигателя 4

1.1   Тепловой расчет 4

1.2   Праметры рабочего тела 4

1.3    Коэффициент избытка воздуха 4

1.4    Параметры окружающей среды и остаточные газы 5

1.5    Расчет процесса Впуска 5

1.6   Расчет процесса сжатия 7

1.7   Расчет процесса сгорания 7

1.8   Расчет процесса расширения  и выпуска 8

1.9   Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя 9

1.10 Эффективные показатели,основные размеры цилиндра и   двигателя 10

1.11   Тепловой баланс двигателя 11

2.Расчет и  построение индикаторной диаграммы 13

3.Построение внешней скоростной                             характеристики 17

4.  Расчет деталей двигателя на прочность 19

4.1 Приведение масс кривошипно-шатунного механизма 19

4.2 Удельные и полные силы инерции 20

1.3 Расчет поршня 20

4.5 Расчет шатуна на прочность 24

4.6 Расчет поршневой головки шатуна 24

4.7  Расчет кривошипной головки шатуна 30

4.8 Расчет стержня шатуна 32

4.9  Расчет шатунных болтов 34

Заключение 36

Список использованных источников 37

 

 

 

Введение

Основными направлениями развития двигателестроения  являются повышение удельных мощностей  за счет газотурбинного наддува и  применение более высоко калорийных топлив, повышение экономичности, надежности и ресурса двигателя, снижение металлоемкости.

Требование  повышения мощности двигателя связано  с повышением производительности труда, с ростом энерговооруженности средств  производства. Так же всвязи с непрерывным  ростом сложности топлива и масла  значимость параметров gе и gм также возрастает. Поэтому при создании двигателя следует стремиться к оптимальным расходам топлива и масла. Однако возможности снижения gе и gм связаны со схемой, быстроходностью и другими параметрами двигателя.

При оценке требований к новому двигателю  и выборе значений, определяющих параметры, необходимо учитывать развитие существующих двигателей с учетом времени, необходимого на создание нового двигателя (5-7 лет) и  срока его службы не менее 15 лет.

В представленном курсовом проекте приведен расчет 4-х  тактного 8-ми цилиндрового V-образного  бензинового двигателя, за прототип принят двигатель автомобиля ГАЗ-53.

 

  1. Тепловой расчет двигателя

1.1   Тепловой расчет

Исходные  данные для расчета:

Двигатель 4-х  тактный, бензиновый,

Число цилиндров: i = 8,

Диаметр цилиндра: D = 0,092 м,

Ход поршня: S = 0,08 м,

Степень сжатия: ε = 6.8;

Частота вращения коленчатого вала: n = 3200 об/мин.;

Мощность: Ne=81.6 кВт (111л.с.);

Рабочий объем: 4,25 л;

 

Бензин  марки А-72

Элементарный  состав топлива:

Н=0,145 кг/кмоль, С=0,855 кг/кмоль

Необходимая теплота сгорания топлива:

Hu=33,91С+125,6Н-10,89(О-S)-2,51(9H+W)=33,91·0,855+125,6·0,145-2,51(9·0,145)=44000 кДж/кг топлива

1.2   Праметры рабочего тела

 

Теоретически  необходимое количества воздуха для сгорания 1 кг топлива:

 В килограммах

1.3    Коэффициент избытка воздуха

 

Коэффициент избытка воздуха α = 0,92;

Расчитаем количество горючей смеси:

= α0,92 0,512=0,471

Где:–количество горючей смеси

Количество  отдельных компонентов продуктов  горения

 

 

 

 

 

 

Общее количество продуктов сгорания:

 

 

1.4    Параметры окружающей среды и остаточные газы

 

- = 0,1033 МПа;

- = 288 К;

-относительная  влажность 70 %.;

Параметры остаточных газов:

- = 1,13×105 Па;

-Тг = 960 К;

-коэффициент  остаточных газов γ = 0,07;

Коэффициент использования тепла в точке Z для n = 3200 об/мин.:

- ;

1.5   Расчет процесса Впуска

 

  С целью получения хорошего  наполнения двигателя на номинальном  скоростном режиме принимаеться =8°C

Плотность заряда на впуске:

 

 

 

1,01 МПа,

Где 287 Дж/кг·град-удельная газовая постаянная воздуха.

Потери давления на впуске в двигателе.

      В соответствии со скоростным режимом : n = 3200 оби при учете качественой обработки внутрених поверхностей впускных систем можно принять:.

Тогда:

=,

 

 

 

0,015 МПа

Давление в  конце наполнения:

;

где δ-коэффициент  гидравлических потерь (δ=0,15).

Температура в конце наполнения:

 

где =15 К – подогрев заряда от стенок цилиндра,

=1,11 – коэффициент, учитывающий  разницу в теплоёмкостях остаточных  газов и свежей смеси.

Коэффициент наполнения:

 

 

где =1,05-коэффициент дозарядки.

 

;

 

Принятое  значение γ практически совпадает  с расчётным.Для дальнейших расчетов принимаем γ=0,07.

Давление  в цилиндре в конце наполнения с учётом коэффициента дозарядки:

 

1.6   Расчет процесса сжатия

 

Показатель  политропы сжатия определяется через показатель адиабаты сжатия , рассчитываемого по уравнению:

 

;

 

Подбором  находим:

Давление  и температура в конце процесса сжатия:

 

Теплоемкости  мольные (средние):

воздуха:

;

продуктов сгорания:

смеси газов при сжатии:

1.7  Расчет процесса сгорания

 

Теоретический коэффициент молекулярного изменения  свежей смеси:

==1,18

Действительный  коэффициент молекулярного изменения 

 

;

Количество  теплоты,потерянное в следствии  химической неполноты сгорания и  теплота сгорания рабочей смеси:

 

;

 

Температура газов в конце видимого сгорания:

 

;

 

 

Решая уравнение относительно Тz, определяем

 

;

 

где - коэффициенты использования теплоты в начале процесса сгорания,

 

Степень повышения давления

 

Максимальное давление сгорания

1.8   Расчет процесса расширения  и выпуска

 

Показатель  политропы расширения n2 находим по показателю адиабаты расширения К2, для которого известно уравнение:

;

 

;

Давление и  температура в конце расширения

 

 

 

 

Проверка ранее  принятой температуры остаточных газов

 

1.9   Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя

 

Среднее теоретическое  и действительное индикаторное давление:

где -коэффициент скругления индикаторной диаграммы

Индикаторный  КПД 

Индикаторный удельный расход топлива

1.10 Эффективные показатели,основные размеры цилиндра и двигателя

 

Среднее эффективное  давление

         

Механический  КПД двигателя

;

Эффективный КПД и эффективный расход топлива   

 

 

 

Литраж двигателя 

;

 

где Ne=111л.с=81,6кВт по заданию.

Рабочий объем  цилиндра

 

 

Диаметр и  ход поршня принимаем из условия S/D=0,87

 

;

Окончательно  принимаем D = 102,71мм, S = 102,71∙0,87 = 89.358 мм.

  По окончательно принятым значениям D и S определяются основные параметры и показатели двигателя:

Литраж двигателя:

;

Площадь поршня:

 

;

 

Мощность двигателя  при принятых размерах цилиндра:

 

          ;

 

Крутящий момент:

 

 

 

Литровая мощность двигателя:

 

             

Часовой расход топлива:

 

1.11   Тепловой баланс двигателя

Общее количество теплоты, введенной в двигатель при номинальном скоростном режиме:

 

 

 

Теплота, эквивалентная  эффективной работе за 1 секунду:

 

=1000·81,6=81600     ··

Теплота передаваемая охлаждающей среде:

 

 

 

=

121105;

Где С-коэффициент  пропорциональности, С=0,43-0,53;

       i - число цилиндров;

     D-диаметр цилиндра, см;

       m- показатель степени, m=0,65;

       n- частота вращения коленчатого вала двигателя, мин.

Теплота, унесенная  с отработанными газами:

 

,

 

79433,8

 

 

где -теплоемкость отработавших газов (определена методом интерполяции при а = 0,92 и = — 273 = 960 — 273 = 687 K);

теплоемкость свежего заряда (определена методом интерполяции при   = — 273 = 15 К

 

Теплота, потерянная из-за неполноты сгорания топлива:

=99781,7  

Неучтенные  потери теплоты:

 

= 366018,8 - (81600 + 121105 + 79433,8 + 99781,7) = 15901,7

2.Расчет и  построение индикаторной диаграммы

         Масштабы диаграммы: масштаб хода  поршня =1 мм в мм, масштаб давления =0,05 МПа в мм. 

Исходные  данные к построению диаграммы:

Степень сжатия 

Показатель  политропы сжатия

Показатель  политропы расширения

Давление в  конце впуска

Давление в  конце сжатия

Давление сгорания

Давление в  конце расширения       

 Приведенные  величины, соответствующие рабочему  объёму цилиндра и объёму камеры сгорания:

AB===80 мм,

 

OA===9,76 мм.

 

Максимальная  высота диаграммы (точка z)

 

==97,64 мм,

 

Ординаты характерных  точек:

 

==2 мм,

 

==2,26 мм,

 

==1,84 мм,

 

= =23,28 мм,

 

= = 8,88 мм.

 

Построение  политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия

 

 

 

 

 

где

OB=AB+OA=80+9,76=89,76 мм

 

б) политропа расширения

 

 

 

 

 

 

 

Составляем таблицу ординат  линий сжатия и расширения.

Таблица 1

№

точек

ОХ, мм

Политропа сжатия

Политропа расширения

(ОВ/ОХ

Рх/Мр.

мм

Рх,МПа

(ОВ/ОХ

Рх/Мр.

мм

Рх,МПа

1

9,76

18,83

34,61

0,692

16,01

97,64

1,952

2

20

7,27

13,41

0,268

6,53

57,48

1,149

3

30

4,12

7,84

0,157

3,93

34,89

0,697

4

40

2,69

5,36

0,107

2,24

19,89

0,397

5

55

1,91

3,51

0,070

2,07

18,38

0,367

6

60

1,7

3,13

0,062

1,65

14,69

0,293

7

70

1,38

2,55

0,051

1,36

12,07

0,241

8

80

1,3

2,39

0,047

1,15

10,21

0,204

9

89,76

1

1,84

0,016

1

8,88

0,177


 

В соответствии с принятыми  фазами газораспределения и углом  опережения зажигания определяют положение точек г', а', а", с', и b' по формуле для перемещения поршня:

АХ =

где-отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

  Выбор величины производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается = 0,285.

Расчеты координат точек г', а', а", с', и b' сведены в таблице 2.

таблица 2

Обозначение

точек

Положение

точек

    

Расстояние 

точек от

в.м.т. (АХ), мм

b'

67° до н.м.т

113

1,511

60,44

г'

310 до в.м.т

31

0,108

4,32

а´

47° после в.м.т

47

0,394

15,76

а'´

83° после н.м.т

97

1,262

50,48

с'

35° до в.м.т

35

0,227

9,08

f

30° до в.м.т

30

0,169

6,76


                               рс=1,25рс =1,26 МПа

Действительное  давление сгорания:

                   Рzd = Рz • 0,85 = 4,88 • 0,85 =4,14МПа,

 

= = 82,8 мм.

Соединяя плавными кривыми точки г с а', с' с с" и далее с zд и кривой расширения, b' с b" (точка b" располагается обычно между точками b и а) и линией выпуска b"r'r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму r aˈacˈfcˈˈzдbˈbˈˈr

Теперь  наносим на координатное поле все  характерные точки, затем наносим  по табличным данным точки линий  сжатия и расширения. Соединяем точки  плавными линиями в нужной последовательности. В результате получается индикаторная диаграмма.

 

3.Построение внешней скоростной                             характеристики

 

Ha основании теплового расчета, проведенного для четырех скоростных режимов, необходимые данные для построения внешней скоростной характеристики сведены в таблицу 3.

Мощность  в расчетных точках, кВт:

 

Эффективный крутящий момент, Нм:

 

Удельный  эффективный расход топлива, г/(кВт-ч):

 

Среднее эффективное давление, МПа:

 

Коэффициент наполнения:

 

Часовой расход топлива, кг/ч:

 

Таблица 3

Частота вращения коленчатого вала п об/мин

Параметры внешней скоростной характеристики

Nех, кВт

Мсх, Н- м

 

г/(кВт- ч)

СТх, кг/ч

    

500

14,36

274,40

379,3

5,42

0,80

0,86

1000

31

296,10

291,5

9,03

0,78

0,87

,1500

47,7

303,82

196,85

9,25

0,77

0,97

2000

62,9

300,47

75,6

4,68

0,77

0,89

2500

74,6

285,09

78,1

5,77

0,76

0,90

3000

81,1

258,28

274,5

22,23

0,76

0,90

3200

81,6

243,63

367

29,84

0,77

0,92

3500

81,8

235,95

379,7

33,79

0,76

0,94



 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис 2 - Скоростные характеристики двигателя


 

4. Расчет деталей двигателя на прочность

  4.1 Приведение масс кривошипно-шатунного механизма

Определяем  площадь поршня

 

 

Масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава )

 

 

Масса шатуна ( )

 

 

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

 

 

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

 

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов ( )

 

Массы, совершающие возвратно-поступательные движения:

 

 

Массы совершающие вращательное движение:

 

 4.2 Удельные и полные силы инерции

 

1)Удельная сила инерции поступательно  движущихся масс

 

 

где - поступательно движущаяся масса

F= = - площадь поршня

R=0,044679м - радиус кривошипа

 

 

2) Силы инерции вращающихся масс

 

 

3) Силы инерции вращающихся масс  шатуна

 

    1. Расчет поршня

 

Поршень работает в тяжелых условиях, так  как подвергается воздействию как  механических нагрузок от давления газов  и сил инерции, так и термических  из-за необходимости отвода теплоты  от нагретой газами головки в охлаждающую  среду. Кроме того, направляющая часть  работает на износ при высоких  температурах. Основные требования к  материалу поршня:

  • хорошая теплопроводность;
  • малые значения коэффициента линейного расширения;
  • высокая механическая прочность и жаростойкость;
  • малый удельный вес.

Для уменьшения износа юбка поршня имеет  бочкообразный профиль по образующей и овальный профиль в поперечном сечении. Днище поршня имеет выемку, а в бобышках сделаны отверстия  для прохода масла к поршневому пальцу.

Материал  поршня – алюминиевый сплав.

Исходные  данные:

Диаметр цилиндра                                                D=102,7 мм

Ход поршня                                                           S=80 мм

Толщина днища поршня                                       d=7,5мм  

Высота поршня       Н=94,6мм 

Высота  юбки поршня      hю=67мм

Толщина стенки головки поршня    S=7,25мм

Величина  верхней кольцевой перемычки            hn=3мм

Число масляных канавок в поршне            nм=6

Диаметр масляных канавок     dм=0,6мм

Наружный  диаметр пальца     dn=27мм

Длина втулки шатуна      lш=34мм

Длина пальца       ln=70мм

Расстояние  между торцами бобышек   в=36мм

 

 

Рис.3.1. Расчетная схема поршня

 

 

Напряжения, возникающие по контору заделки

,

где t – радиальный зазор маслосъемного  кольца (t = 3,225 мм);

∆t – радиальный зазор компрессионного  кольца (∆t = 0,8 мм).

Напряжения в центре днища

Рассчитаем сечение Х-Х . Напряжения сжатия ;

 

 

Напряжение разрыва в сечении  Х-Х 

 

 

 

Напряжения в верхней кольцевой  перемычке.

а) среза

 

 

б) изгиба

 

 

в) суммарное

 

Удельное давление на стенку цилиндра

       4.5 Расчет шатуна на прочность

 

Шатун подвергается воздействию знакопеременных  газовых инерционных сил. Помимо напряжения сжатия в стержне шатуна возникают напряжения изгиба и растяжения.

Для изготовления шатуна должны быть выбраны  высококачественные материалы, обладающие высокой прочностью, относительным  удлинением, сопротивлением удару, пределом усталости.

Необходимо  также учитывать одно из основных требований к конструкции шатуна – получение минимальной массы  при необходимой прочности и  надежности.

Шатун стальной, кованный, двутаврового сечения. В нижней головке шатуна выполнено  отверстие, через которое масло  разбрызгивается на поверхность  цилиндра.

Материал  шатуна: Ст 45Г2 ГОСТ 4543-71

         4.6 Расчет поршневой головки шатуна

 

Исходные  данные:

Масса поршневой группы            mп=0,99337кг

Масса шатунной группы    mш=1,245кг

Частота вращения                       n=3200 об/мин

Ход поршня               S=0,080м

Площадь поршня      Fп=0,0083м2

Диаметр верхней головки шатуна:

Наружный      dг=35

Внутренний              d=26мм

Радиальная  толщина стенки головки 

Для стали 45Г2 имеем:   

Предел  прочности    

Предел  усталости при изгибе   

Предел  текучести                      

Расширение-сжатие    

Коэффициент приведения цикла при изгибе aσ=0,17

Коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии aσ=0,12

При изгибе:

 

При растяжении-сжатии:

 

 

 

Рис.3.3. Расчетная схема шатунной группы

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис 3.4 Шатун стальной, кованный, двутаврового сечения.

 

Расчет  сечения I-I

Максимальное  напряжение пульсирующего цикла

 

Среднее напряжение и амплитуда  напряжения.

 

 

eм=0,86 – масштабный коэффициент

en=0,9-коэффициент поверхностной чувствительности (чистое обтачивание внутренней поверхности головки)

то запас прочности в сечении I-I определяем по пределу усталости

Напряжения от запрессованной втулки:

удельное давление на поверхности  соприкосновения втулки с головкой

где - коэффициент Пуассона;

- суммарный натяг.

Напряжения от суммарного натяга на внешней поверхности головки

напряжения от суммарного натяга на внутренней поверхности головки

Рис.3.4. Расчетная схема головки  шатуна

а- при растяжении; б- при сжатии

Расчет  на усталостную прочность сечения  перехода головки шатуна в стержень.

-Максимальная сила, растягивающая головку

-Нормальная сила и изгибающий  момент в верхней части шатуна

 -Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы

-Напряжения  на внешнем волокне от растягивающей  силы

Суммарная сила, сжимающая головку:

-Нормальная сила и изгибающий  момент в расчетном сечении от сжимающей силы.

-Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы

-Максимальное и минимальное  напряжение а симметричного цикла

-Среднее напряжение и амплитуда  напряжений

то  запас прочности в сечении  перехода головки шатуна в стержень определяем по пределу текучести

    4.7 Расчет кривошипной головки шатуна

Исходные  данные

Масса шатунной группы:                                                            mш = 1,245 кг

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца mшп = 0,342 кг

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа              mшк = 0,903 кг

Масса крышки кривошипной головки                        mкр = 0,25 mш=0,311 кг

Диаметр шатунной шейки                                                       dшш = 60мм

Толщина стенки вкладыша                                                      tb = 3,14 мм

Расстояние  между шатунными болтами                                сб = 77 мм

Длина кривошипной головки                                                  lk = 27 мм

 

 

 

Максимальная  сила инерции

 

Момент сопротивления  расчетного сечения:

 

 

Момент инерции  вкладыша и крышки

 

 

Напряжения  изгиба крышки и вкладыша.

;

 

 

    4.8 Расчет стержня шатуна

 

Длина шатуна                                                             : lш = 166 мм

Размеры сечения шатуна: bш=15,75 мм, aш=7,5 мм, tш=4мм, hш=30 мм

Внутренний  диаметр головки                                   d1 =67мм

 

 

Из динамического расчета имеем:

Площадь и  момент инерции расчетного сечения В – В

Максимальное  напряжение от сжимающей силы в плоскости  качания шатуна

В плоскости  перпендикулярной плоскости качания  шатуна

 

 

L1 – длина стержня шатуна между расточками верхней и нижней головок шатуна.

L0– расстояние между осями головок шатуна.

Минимальное напряжение осей растягивающей силы

 

 

Средние напряжения и амплитуды цикла:

 

где - эффективный коэффициент концентрации напряжений;

 

т.к.

 

и

 

запас прочности  в сечении определяется по пределу  усталости

 

 

    4.9 Расчет шатунных болтов

Из  расчета кривошипной головки  шатуна имеем: максимальная сила инерции, растягивающая кривошипную головку  и шатунный болт Pjp=0,0122МH

Принимаем:

номинальный диаметр болта   d=11 мм     

шаг резьбы     t=1 мм     

количество  болтов   iб=2      

материал болта   Сталь 40Х ГОСТ4543 – 71  

Для указанной  стали имеем:  σв = 800 МПа

σт = 700 МПа

σ-1р = 260 МПа

ασ = 0,12

 

 ;

 

 ;

Сила предварительной  затяжки

;

Суммарная сила, растягивающая болт

 

, Н;

где х = 0,2 –  коэффициент основной нагрузки резьбового соединения

 

;

Максимальное  и минимальное напряжение, возникающее  в болтах:

 

 

Среднее напряжение и амплитуда цикла

Кривошипно-шатунный механизм. 2 📙 Курсовая → 🆔 112981

Кривошипно-шатунный механизм. 2 📙 Курсовая → 🆔 112981

Кривошипно-шатунный механизм. 2