Проектирование бензинового двигателя для легкового автомобиля

Оглавление

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Задание на  курсовой  проект.

Спроектировать бензиновый двигатель для легкового автомобиля с следующими показателями: номинальная мощность Ne=70 кВт; номинальная частота вращения nн=5800 мин–1. Прототипом выбираем двигатель ВАЗ 2112.

1. Технический проект двигателя

1. Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчёта

Степень сжатия - отношение полного объёма цилиндра Vа = (Vh + Vc) к объёму камеры сгорания Vс. Этот параметр оказывает существенное влияние на индикаторные и эффективные показатели двигателя, заметно увеличивая теплоиспользование, индикаторный КПД и среднее индикаторное давление. Для бензиновых ДВС степень сжатия составляет e = 8,0…12,5. Пределы увеличения степени сжатия лимитируются возникновением детонации. При детонации резко возрастают тепловые нагрузки, увеличивается выделение NОХ и СН. Принимаем e = 9,8, обусловленную применением бензина с октановым числом не менее 93 единиц по исследовательскому методу.

Коэффициент избытка воздуха – отношение количества воздуха, фактически поступившего в цилиндр, к теоретически необходимому для полного сгорания 1 кг топлива. У бензиновых ДВС с впрыском топлива и наличием нейтрализатора коэффициент избытка воздуха равен a » 1,0, так как именно при таком составе рабочей смеси обеспечиваются наилучшие условия для работы нейтрализатора.

Коэффициент дозарядки при наполнении для современных двигателей может составлять jдоз = (0,88…1,15). Он характеризует величину дозарядки, т.е. дополнительного наполнения цилиндра после прохода поршнем НМТ. Дозарядка цилиндра свежим зарядом в основном зависит от соответствующего подбора фаз газораспределения (прежде всего от величины угла опаздывания закрытия впускного клапана), длины впускного тракта и частоты вращения коленчатого вала. При удачно выбранных вышеуказанных параметрах дозарядка на номинальном режиме работы двигателя может достигать 12…15%, т.е.  
jдоз = (1,12…1,15). Однако при уменьшении частоты вращения коэффициент дозарядки уменьшается, а при минимальной частоте вращения вместо дозарядки наблюдается обратный выброс, достигающий 5…12%, то есть jдоз = (0,88…0,95). Принимаем коэффициент дозарядки на режиме номинальной мощности jдоз н = 1,04, а на режиме максимального крутящего момента jдоз М = 1,02.

Температуру на впуске принимаем равной температуре при стандартных атмосферных условиях  Тк = Т0 = 293 К.

Давление во впускном трубопроводе принимаем равным атмосферному давлению рк н = р0 = 0,1013 МПа.

 Давление остаточных  газов принимается pr = (1,05...1,25)·p0 для двигателей без наддува и с наддувом и выпуском в атмосферу. Принимаем pr = 0,12 МПа.

В процессе наполнения температура свежего заряда несколько увеличивается из-за подогрева от горячих деталей двигателя. Величина подогрева DT зависит от расположения и конструкции впускного трубопровода, системы охлаждения, наличия или отсутствия специального устройства для подогрева, быстроходности двигателя и наличия наддува. Повышение температуры улучшает процесс испарения топлива, но снижает плотность заряда, ухудшая тем самым наполнение цилиндров. При правильно сконструированной системе газообмена, подогрев свежего заряда у бензиновых ДВС с системой распределённого впрыска топлива составляет 3…10 OC. С учётом возможных улучшений конструкции системы впуска принимаем DT = 5 OC.

Коэффициент сопротивления на впуске

xвп - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесённый к наиболее узкому её сечению, xвп = 1,15

Величина коэффициента использования теплоты в точке Z xz выражает долю низшей теплоты сгорания топлива, используемую на изменение внутренней энергии газа и на совершение им работы. Значение коэффициента xz принимается на основе экспериментальных данных  в  зависимости от конструкции двигателя, режима его работы, системы  охлаждения, формы камеры сгорания, способа смесеобразования, коэффициента избытка воздуха и частоты вращения коленчатого вала.  По опытным данным величина xz при работе бензинового двигателя с полной нагрузкой изменяется в пределах (0,80…0,95).  Меньшие значения  характерны для двигателей с несовершенным смесеобразованием. Величина xz повышается за счёт сокращения потерь теплоты от газов в стенки, выбора рациональной формы камеры сгорания, уменьшения догорания в процессе расширения и выбора коэффициента избытка воздуха, обеспечивающего увеличение скорости сгорания рабочей смеси. Величина коэффициента использования  теплоты xz зависит также от скоростного и нагрузочного  режимов работы двигателя и, как правило, уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения. Принимаем xz = 0,90, учитывая хорошие условия смесеобразования и компактную камеру сгорания.

Средняя скорость движения поршня определяется по формуле:

на номинальном режиме:

Cm н = S · n / 30 = 0,071 · 5600 / 30 = 13,25 м/с.

на режиме максимального крутящего момента:

Cm М = S · n / 30 = 0,071 · 3700 / 30 = 8,75 м/с.

Выбор отношения S/D даёт возможность влиять на габаритные размеры и массу двигателя. Оно характеризует ход поршня и непосредственно связано со скоростью поршня. В зависимости от величины S/D различают короткоходные (S/D<1) и длинноходные (S/D>1) двигатели.  При переходе к короткоходным двигателям снижается высота двигателя и его масса, увеличивается индикаторный КПД и коэффициент  наполнения,  уменьшается скорость поршня, что приводит к уменьшению износа деталей двигателя. Для современных бензиновых двигателей отношение S/D = 0,7...1,3. Сохраняем параметры прототипа и принимаем отношение S/D = 0,8452.

Принимаем следующие данные для расчёта цикла:

В скобках указаны значения для режима максимального крутящего момента.

Давление во впускном трубопроводе Рк = 0,1013 МПа

Температура во впускном трубопроводе Тк = 293 К

Степень сжатия e = 9,2

Коэффициент избытка воздуха a = 1,0

Коэффициент дозарядки jдоз = 1,04 (1,02)

Подогрев свежего заряда от стенок DT = 5 К

Коэффициент использования теплоты в точке Z xz = 0,90

Число цилиндров i = 4

Частота вращения n = 5800 (3700) мин-1

Радиус кривошипа r = 0,0 (0,0355) м

Диаметр цилиндра D = 0,0 (0,084) м

Эффективная мощность двигателя Nе = 70,0 (0) кВт

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 0,8452

Механический КПД………………………………………………………………….. =0.82 (0.87)

Тепловой расчёт проведён по программе BENDN

2. Анализ вычисленных параметров

Коэффициент остаточных газов - отношение количества остаточных газов в цилиндре к моменту окончания впуска к количеству свежего заряда. Полученное значение на режиме номинальной мощности gr н = 0,038, на режиме максимального крутящего момента gr М = 0,039. В бензиновых двигателях без наддува величина коэффициента остаточных газов находится в пределах gr = 0,03…0,10. С увеличением gr уменьшается количество свежего заряда, поступающего в цилиндр двигателя в процессе впуска. При возрастании степени сжатия e и температуры остаточных газов Тr величина gr уменьшается,  а с увеличением давления остаточных газов и частоты вращения - возрастает.

Коэффициент наполнения hv - отношение действительного количества свежего заряда, поступившего в цилиндры двигателя, к тому его количеству, которое могло бы поместиться в рабочем объёме при давлении и температуре заряда перед впускными органами. Полученное значение hv = 0,858. Для современных бензиновых двигателей коэффициент наполнения на номинальном  режиме равен hv = 0,80...0,94. Коэффициент наполнения hv зависит от тактности  двигателя, его быстроходности и совершенства системы газораспределения.

Показатель политропы характеризует степень теплообмена между рабочим телом и стенками цилиндра.

Показатель политропы сжатия n1 = 1,377. Значения показателей политропы сжатия n1 для современных бензиновых двигателей находятся в следующих пределах n1 = (1,32…1,40). На величину n1 влияют утечки заряда через неплотности в кольцах и в систему охлаждения. В двигателях с жидкостным охлаждением при прочих равных условиях значение n1 ниже,  чем  в  двигателях с воздушным охлаждением. Это объясняется тем, что при жидкостном охлаждении температура теплопередающей поверхности цилиндра и его головки ниже, теплоты от заряда отводится больше, и, поэтому, n1 имеет более низкие значения.

Показатель политропы расширения n2 = 1,205. Для бензиновых двигателей он находится в пределах n2 = (1,23…1,30). Величина среднего показателя  политропы расширения n2 возрастает с увеличением коэффициента  использования теплоты, отношения хода поршня S к диаметру цилиндра D и интенсивности охлаждения. С ростом нагрузки и увеличением линейных  размеров цилиндра (при S/D = const) n2 уменьшается.

Максимальное давление цикла. Максимальное значение давления сгорания Pz в основном лимитируется герметичностью надпоршневого пространства, то есть герметичностью стыка «цилиндр - головка цилиндра». Для современных бензиновых двигателей  без наддува максимальное давление цикла составляет Pz = 6,0…10,0 МПа. Полученное значение на режиме номинальной мощности Pz н = 7,80 МПа, а на режиме максимального крутящего момента Pz М = 7,808 МПа.

Значение температуры в конце сгорания равно Тz н = 2931 К на режиме номинальной мощности и Тz М = 2813 К на режиме максимального крутящего момента. Для аналогичных двигателей Тz = 2400...2900 К.

Среднее индикаторное давление - условное постоянно действующее избыточное давление, при котором работа газов за один ход поршня равна индикаторной работе за цикл. Физически среднее индикаторное  давление представляет собой индикаторную работу за цикл, приходящуюся на единицу рабочего объёма цилиндра. Полученное значение pi н = 1,24 МПа на режиме номинальной мощности и pi М = 1,21МПа на режиме максимального крутящего момента. Для четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува  
pi = 0,6…1,6 МПа.

Индикаторный КПД цикла двигателя - отношение теплоты, преобразованной в индикаторную работу, ко всей теплоте, введённой в двигатель с топливом. Полученное значение на режиме номинальной мощности hi н = 0,398, а на режиме максимального крутящего момента hi М = 0,400. Для  четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува  
hi = 0,26…0,40.

Удельный индикаторный расход топлива - количество топлива, израсходованное двигателем при индикаторной мощности 1 кВт за час работы. Полученные значения  
gi н = 205.7 г/(кВт·ч) и gi М = 204.6 г/(кВт·ч).

Среднее эффективное давление - часть среднего индикаторного давления, соответствующая работе, затрачиваемой на привод потребителей мощности. Полученное значение рe н = 0.993 МПа на режиме номинальной мощности и рe М = 1,04 МПа на режиме максимального крутящего момента. Для бензиновых двигателей без наддува  
рe = 0,60…1,30 МПа.

Эффективный КПД цикла двигателя - отношение теплоты, эквивалентной эффективной работе, ко всей теплоте, введённой в двигатель с  топливом. Полученные значения he н = 0.326 и he М = 0.348. Для четырёхтактных бензиновых двигателей без наддува  
he = 0,25…0,33.

Удельный эффективный расход топлива - количество топлива,  израсходованное двигателем при эффективной мощности 1 кВт за час  работы. Полученное значение  
ge н = 250, 9 г/(кBт·ч) на режиме номинальной мощности и ge М = 235.2 г/(кBт·ч) на режиме максимального крутящего момента.  Для бензиновых двигателей значение  
ge = 240…300 г/(кBт·ч).

Механический КПД - отношение эффективной мощности двигателя к индикаторной. Полученное значение hм н = 0,82 на режиме номинальной мощности и hм М = 0,87 на режиме максимального крутящего момента. Механический КПД оценивает механические потери в двигателе.

 

2.  Динамический расчёт двигателя

 

1. Исходные данные для динамического расчёта

Принимаем исходные данные такими же, как у прототипа (ВАЗ-2112).

Масса поршневой группы mп = 0,490 кг

Масса шатуна mш = 0,743 кг

Длина шатуна lш = DL = 0,120 м

Диаметр шатунной шейки Dшш = DH = 48,0 мм

Рабочая длина шатунной шейки lшш = DLH = 18,0 мм

Диаметр коренных шеек Dкш = DK = 50,0 мм

Рабочая длина коренной шейки lкш = DLK = 21,0 мм

 

 

1.2.3. Уравновешивание двигателя 

               

Рис.2. Уравновешивание двигателя (расчетная схема)

      Рис.2. Схема  сил инерции, действующих в рядном 4-х цилиндровом двигателе

Условия уравновешенности:

                   å Kr =0;    å Рi1 =0;     å Рi2 =0;

                   å Мr=0;    å Мi1=0;    å Мi2 =0;

Двигатель полностью уравновешен, если при установившемся режиме работы силы и моменты, действующие на его опоры постоянны по величине и направлению.

     Для рядного  четырехцилиндрового двигателя:

         Центробежные силы инерции для  всех цилиндров равны и взаимно  уравновешенны. Равнодействующая и момент этих сил равны нулю:  å Kr =0; å Мr =0.

         Силы инерции первого порядка  и их моменты при данной  конструкции коленчатого вала взаимно уравновешиваются: åРi1=0;    åМi1=0.

        Силы  инерции 2го порядка для всех  цилиндров равны и направленны  в одну сторону.

åРi2мах=4Рi2мах=l с cos 2j+2 l с cos2(180+j)+lсcos 2(360+j)=4lс cos2j,

где   с=mi R w2;    w= p n /30=586 c-1;      l= R /Lш =0,0355/0,120=0,3;     j=00,

 тогда    å Рi2 мах=4*0,3*0,7125*0,0355*5862*10-3=10,4 кН.

        Суммарный  момент сил инерции второго  порядка равен нулю: å Мi2 =0.

Вывод: неуравновешенными остались только силы инерции второго порядка. Их можно уравновесить только с помощью дополнительных балансирных валов, вращающихся с удвоенной частотой вращения, но в связи с незначительной величиной Рi2 и с целью упрошения конструкции они оставлятся неуравновешенными.

Для уменьшения нагрузок на коренные подшипники коленчатого вала на продолжениях щек устанавливаются противовесы.

Мпр= mi R /2r=0,7125*0,0355/2*0,06=275 г.

Динамический расчёт двигателя

4. Динамический расчёт двигателя

Динамический расчёт проведён по программе динамического расчёта двигателя, разработанной на кафедре ДВС Владимирского государственного университета, на ПК.

 

3. Расчёт деталей двигателя на прочность

1. Выбор расчётных режимов

Величина и характер изменения основных нагрузок, действующих на детали двигателя, зависят от эксплуатационного режима работы двигателя. Обычно детали рассчитываются на режимах, на которых они работают в наиболее тяжёлых условиях.

Для бензиновых двигателей за основные расчётные принимают режимы:

• максимального крутящего момента Мmax, когда давление газов достигает наибольшего значения рz max, а силы инерции сравнительно малы. На этом режиме рассчитываются
• поршневой палец, днище поршня, коленчатый вал, поршневая головка шатуна, стержень шатуна.
• номинальной мощности Nе н, когда все расчёты деталей производятся от совместного действия газовых и инерционных нагрузок. На этом режиме рассчитываются поршень, механизм газораспределения.
• максимальной частоты вращения на холостом ходе nxx max = 1,1×nн, когда силы инерций достигают наибольших значений, а давление газов незначительно. На этом режиме рассчитываются головка поршня, кривошипная головка шатуна, шатунные болты.

2. Поршневая группа

1. Исходные данные

Рис. 2. Схема поршневой группы

Диаметр поршня D = 82 мм

Высота поршня H = 69 мм

Высота юбки поршня hю = 45 мм

Масса поршневого комплекта mп = 0,490 кг

Толщина стенки головки поршня s = 6 мм

Высота кольца a = 2 мм

Число масляных каналов nм = 6

Диаметр масляного канала dм = 1 мм

Площадь поршня Fп = 5,542×10-3 м2

Наружный диаметр пальца dп = 22 мм

Внутренний диаметр пальца dв = 12 мм

Длина пальца lп = 70 мм

Длина поршневой головки шатуна lш =28 мм

Расстояние между торцами бобышек b = 32 мм

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна l = R / Lш = 0,295

Толщина первой кольцевой перемычки hкп = 4 мм

Радиальная толщина компрессионного кольца t = 3,5 мм

Материал поршня – алюминиевый сплав  АК12ММгН (aп = 22×10-6 К-1)

Материал гильзы цилиндра – чугун СЧ 24 (aц = 11×10-6 К-1)

Материал поршневого пальца Сталь 45

Механические характеристики стали 45:

предел выносливости при симметричном цикле при изгибе s-1 = 340 МПа;

предел прочности при изгибе sВ = 750 МПа.

2. Расчёт поршня

Напряжение сжатия в сечении х-х:

sсж = Pz max / Fx-x = 0,043 / 1,1271×10-3 = 33,8 МПа,

где  Pz max = pz max×Fп = 7,8094×5,542×10-3 = 0,043 МН – максимальная сжимающая сила;

Fx-x = (0,25×p×(dк2 – di2)– nм×fм) = (0,25×3,14×(75,42 – 63,42)– 6×6)×10-6 = 1,271×10-3 м2 –  
площадь сечения х-х,

где dк = D – 2×(t + Dt) = 82 – 2×(3,5 + 0,8) = 73,4 мм;

di = D – 2×(s + t + Dt) = 82 – 2×(6 + 3,5 + 0,8) = 61,4 мм;

fм = dм×(dк – di)/2 = 1,0×(73,4 – 61,4)/2 = 6,0 мм2.

Напряжение разрыва в сечении  х-х:

sр = Pj p / Fx-x = 0,00468 / 1,0271×10-3 = 3,7 [10] МПа,

где Pj p = mx-x×R×wxx2×(1 + l) = 0,245×0,0355×644,72×(1 + 0,295)×10-6 = 0,00468 МН – максимальная разрывающая сила;

mx-x = 0,5×mп = 0,5×0,490 = 0,245 кг – масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения х-х;

wх-х = p×nхх /30 = 3,14×1,1×5800/30 = 644,7 с-1 – максимальная угловая скорость холостого хода.

Напряжения в верхней кольцевой перемычке:

Напряжение среза: 

tcp = 0,0314×pz×(D/hкп) = 0,0314×7,8094×(82/4) = 5,1 МПа.

Напряжение изгиба: 

sиз = 0,0045×pz×(D/hкп)2 = 0,0045×7,8094×(82/4)2 = 15,5 МПа.

Суммарное напряжение:

.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

qN = Nmax / (hю×D) = 0,0027/(0,082×0,045) = 0,714 МПа < 1 МПа,

где  Nmax = PN max × Fп = 0,494×5,542×10-3 = 0,0027 МН.

Диаметры головки и юбки поршня:

Dг = D – Dг = 82 – 0,672 = 81,328 мм,

где Dг = 0,008×D = 0,008×84 = 0,672 мм;

Dю = D – Dю = 82 – 0,252 = 81,748 мм,

где Dю = 0,003×D = 0,003×84 = 0,252 мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

D'г = Dг + D×aц×Dtц – Dг×aп×Dtп = 0,672 + 82×11×10-6×95 – 81,328×22×10-6×310 = 0,191 мм;

D'ю = Dю + D×aц×Dtц – Dю×aп×Dtю = 0,252 + 82×11×10-6×95 – 81,748×22×10-6×150 = 0,063 мм,

где  Dtц = 95 °C; Dtп = 310 °C; Dtю = 150 °C приняты с учётом жидкостного охлаждения.

Условия нормальной работы поршня выполняются:

D'г = (0,002…0,0025)×D = 0,164…0,205 мм;

D'ю = (0,0005…0,0015)×D = 0,041…0,123 мм.

Расчёт днища поршня:

Напряжение изгиба:

[150] МПа.

Тепловые напряжения:

0,83 МПа,

где q = 11,63×(6000 + 26×n)×рi = 11,63×(6000 + 26×3700)×1,23 = 1509,5 кВт/м2 – удельная тепловая нагрузка;

ri = D/2 – (s + t + Dt) = 84/2 – (6,0 + 3,5 + 0,8) = 31,7 мм – внутренний радиус днища;

lтеп = 150 Вт/(м×К) – коэффициент теплопроводности алюминиевого сплава.

Суммарное напряжение:

s = sиз + sтеп = 48,8 + 0,83 = 49,33 [250] МПа.

3. Расчёт поршневого кольца

Рис. 3. Эпюра давлений компрессионного кольца на стенку цилиндра бензинового двигателя

Материал кольца – СЧ 28-48,  Е = 1×105 МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

pср = (0,152×Е×А0/t)/((D/t –1)3×(D/t)) = 
= (0,152×1×105×2,5)/((82/3,5–1)3×(82/3,5)) = 0,130 МПа,

где  А0 = 2,5 × t = 2,5 × 3,5 = 8,75

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности показано в следующей таблице:  

p = pср×m к

y	°пкв	0	30	60	90	120	150	180
mк		1,05	1,05	1,14	0,90	0,45	0,67	2,85
p	МПа	0,136	0,136	0,148	0,117	0,058	0,087	0,370

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

sраб = 3×pср×(D/t –1)2 = 3×0,130×(82/3,5 – 1)2 = 206,3 МПа.

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

sн = 4×Е×(1 – 0,114×А0/t)/[m×(D/t – 1,4)×(D/t)] =

= 4×105×(1 – 0,114×2,5) / [1,57×(82/3,5 – 1,4)×(82/3,5)] = 
= 335,8 МПа.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца:

D = D' + p×D×(aк×Dtк – aц×Dtц) = 0,07 + 3,14×82×(11×10-6×200 – 11×10-6×95) = 0,374 мм,

где  D' = 0,07 мм - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы;

Dtк = 200 °С;  Dtц = 95 °С - приняты с учётом жидкостного охлаждения.

4. Расчёт поршневого пальца

Расчётная сила, действующая на поршневой палец:

газовая:  Pz max = pz max×Fп = 7,8094×5,542×10-3 = 0,043 МН;

инерционная: Pj = –mп'×R×w2×(1 + l)Pj =  –0,318×0,0355×387,262×(1 + 0,295)×10-6 = –0,002 МН,

где  mп' = 0,65×mп = 0,65×0,490 = 0,318 кг;

w = p×n/30 = 3,14×3700/30 = 387,26 с-1;

расчётная: Р = Pz max + Pj = 0,043 – 0,002 = 0,041 МН.

Удельное давление пальца на поршневую головку шатуна:

qш = Р / ( dп × lш ) = 0,041 / (22×28×10-6) = 66,5 МПа.

Удельное давление пальца на бобышки:

qб = Р/[dп×(lп – b)] = 0,041/[22×(70 – 32)×10-6] = 49,0 МПа.

Рис. 4.Эпюры напряжений пальца от овализации.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

где  a = dв / dп = 12 / 22 = 0,545.

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

Расчёт пальца на усталостную прочность:

Рmax = P = 0,035 МН; Рmin = Pj = –0,003 МН.

Максимальное и минимальное напряжения цикла:

 

МПа;

МПа.

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

sa = ( smax + smin ) / 2 = ( 323,7 – 15,8 ) / 2 = 153,75 МПа;

sm = ( smax – smin ) / 2 = ( 223,7 + 15,8 ) / 2 = 169,75 МПа.

Запас усталостной прочности:

[>2,0],

где Кs = 1,35 – эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

es = 0,85 – коэффициент, учитывающий масштабный эффект изгибе;

b = 1,5 – коэффициент, учитывающий состояние поверхности;

ys = 0,1 – коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости изгибе.

3. Расчёт шатунной группы

1. Исходные данные

Наружний диаметр поршневой головки dг = 32 мм

Внутренний диаметр поршневого пальца dв = 12 мм

Минимальная радиальная толщина стенки головки hг = 5,0 мм

Расстояние между шатунными болтами Сб = 62 мм

Номинальный диаметр шатунного болта d = 10 мм

Шаг резьбы шатунного болта t = 1,5 мм

Материал шатуна сталь 45Г2

Рис. 5. Схема шатунной группы

Диаметр поршневого пальца dп = 22 мм

Длина поршневой головки шатуна lш = 28 мм

Длина кривошипной головки lк = 28 мм

Диаметр шатунной шейки dшш = 48,0 мм

Толщина стенки вкладыша tв = 2,2 мм

Размер aш = 5 мм

Размер bш = 15 мм

Размер hш = 25 мм

Размер tш = 5 мм

Длина шатуна Lш = 120 мм

Модуль упругости Еш = 2,2×105 МПа

Материал шатунных болтов сталь 40ХН2МА

 

Механические характеристики стали 45Г2:

предел выносливости при симметричном цикле при изгибе  s-1 = 350 МПа;

предел прочности при изгибе  sВ = 800 МПа;

предел текучести при изгибе  sТ = 420 МПа.

Механические характеристики стали 40ХН2МА:

предел выносливости при симметричном цикле при изгибе  s-1 = 700 МПа;

предел прочности при изгибе  sВ = 1700 МПа;

предел текучести при изгибе  sТ = 1600 МПа.

2. Поршневая головка шатуна

Напряжение от запрессовки пальца:

Натяг запрессовки пальца:   D = 0,06 мм

Удельное давление на поверхности соприкосновения пальца с головкой:

МПа,

где  m = 0,3 - коэффициент Пуассона;

Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:

s¢i = P×(dг2 + dп2)/(dг2 – dп2) = 129,2×(322 + 222)/(322 – 222) = 360,8 МПа

Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:

s¢а = P×2dп2/(dг2 – dп2) = 129,2×2×222/(322 – 222) = 231,6 МПа

Рис. 6. Расчётная схема поршневой   головки шатуна: а) при растяжении; б) при сжатии.

Расчёт сечения А-А на изгиб:

Максимальная сила, растягивающая головку на номинальном режиме:

Рj р = – mп×R×w2×(1 + l) =

= –0,490×0,0355×586,12×(1 + 0,295) = –7738,1 Н.