83371

Расчет индикаторных параметров цикла двигателя

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Кинематический расчет привода Общий КПД привода определяется по формуле. Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле. Номинальная частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле. об мин Угловая скорость двигателя определяется по формуле.

Русский

2015-03-14

2.17 MB

6 чел.

Содержание

Часть 1 Детали машин и основы конструирования

1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода 5

1.2 Определение силовых параметров привода 7

2 Расчет редуктора 8

2.1 Расчет зубчатой передачи 9

2.1.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений 9

2.1.2 Расчет зубчатой передачи редуктора 10

2.1.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям 13

2.1.4 Усилия в зацеплении 114

2.1.5 Проверочный расчет зубьев колеса по напряжениям изгиба 114

2.2 Проектировочный расчет валов 15

2.2.1 Расчет быстроходного вала 15

2.2.2 Расчет тихоходного вала 16

2.3 Подбор шпоночных соединений и поверочный расчет 17

2.3.1 Быстроходный вал 17

2.3.2 Тихоходный вал 18

2.4 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора 19

2.4.1 Геометрические параметры колеса: 19

2.5 Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора 20

2.6 Эскизная разработка редуктора 21

2.7 Проверка долговечности подшипников 23

2.7.1 Опоры быстроходного вала 24

2.7.2 Опоры тихоходного вала 25

2.8 Конструктивна компоновка редуктора 27

2.9 Выбор посадок. Расчет зазоров, построение полей допусков 28

2.10 Проверочный расчет валов 30

2.10.1 Быстроходный вал 31

2.10.2Тихоходный вал 33

2.11 Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников 36

2.12 Сборка редуктора 36

3 Выбор муфты 37

4 Сборка привода 38

Заключение 39

Список использованных источников 41

Часть 2 Рабочие процессы, конструкция и основы расчета автомобильных двигателей

Задание 42

Исходные данные 42

Введение 43

1 Тепловой расчет двигателя 44

1.1 Расчёт расхода воздуха и  продуктов сгорания 44

2 Расчет реального цикла двигателя 47

2.1Параметры процесса впуска 47

2.2 Параметры процесса сжатия 48

2.3 Параметры конца процесса сгорания 49

2.4 Параметры процесса расширения 50

2.5 Основные показатели цикла 51

2.6 Построение индикаторной диаграммы 52

3 Кинематический расчёт кривошипно-шатунного механизма 55

3.1 Общее сведение 55

3.2 Расчёт перемещения поршня 56

3.3 Расчёт скорости поршня 57

3.4 Расчёт ускорения поршня 59

4 Определение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме 61

4.1 Сила инерции от возвратно-поступательных движущихся масс 61

4.2 Построение индикаторной диаграммы, производим проверку Брикса 61

4.3 Перевернув силу Pj сложим силой Рг получим силу Р, рассмотрим действие сил давления газов на поршень и сил инерции движущихся масс действующая на поршень 62

4.4 Боковая сила, перпендикулярная к оси цилиндра 63

4.5 Сила, направленная вдоль оси цилиндра 63

4.6 Нормальная сила, направленная по радиусу кривошипа 63

4.7 Тангенсальная сила, касательная к окружности радиуса кривошипа 63

4.8 Крутящий момент 63

5 Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма 65

5.1 Основные размеры деталей кривошипно-шатунного механизма 65

5.3 Расчет цилиндра 68

5.4 Расчет поршня 70

5.5 Расчет поршневого пальца 71

5.6 Расчет поршневого кольца 72

5.7 Расчет шатуна 73

5.8 Расчет коленчатого вала 76

5.9 Расчет маховика из условий обеспечения равномерности хода двигателя 77

6 Расчет системы смазки 78

6.1 Количество масла, циркулирующего в двигателе 78

6.2 Расчет масляного насоса 78

7 Расчет жидкостной системы охлаждения 80

7.1 Количество охлаждающей жидкости циркулирующей в системе 80

7.2 Подача водяного насоса и мощность, затрачиваемая на его привод 80

7.3 Расчет вентилятора 81

8. Расчет воздушной системы охлаждения 83

8.1. Определение количества охлаждающего воздуха, подаваемого вентилятором 83

9 Анализ проектируемого двигателя 87

Заключение 88

Список использованных источников 89

1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

Общий КПД привода определяется по формуле(1.1)

,                                                        (1.1)           

где - КПД пары зубчатых колес, = 0,98;

- КПД цепной передачи, = 0,94;

- КПД пары подшипников качения, = 0,99;

- КПД муфты, = 0,98.

.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле(1.2)

кВт                                                            (1.2)

где - мощность на выходном валу машины:

кВт

Принимаем электродвигатель марки 4А132М6УЗ, мощность которого

=11 кВт, синхронная частота вращения 1000 об/мин, скольжение 2,7%. Диаметр выходного конца ротора dдв = 38 мм, а его длина lдв = 80 мм.

Номинальная частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле(1.3)

об/мин                                                  (1.3)

об/мин

Угловая скорость двигателя определяется по формуле(1.4)

рад/с                                                       (1.4)

рад/с

Общее передаточное отношение привода определяется по формуле(1.5)

,                                                      (1.5)

где = 2,5…5,0 - передаточное отношение редуктора;

= 3,5 - передаточное отношение цепной передачи (задано);

- частота вращения на выходном валу машины.

Тогда передаточное отношение редуктора определяется по формуле(1.6)

                                                                  (1.6)

Кинематические параметры привода по валам

быстроходный вал редуктора:

об/мин

рад/с

тихоходный вал определяется по формуле(1.7)

об/мин                                                            (1.7)

об/мин

рад/с                                                             (1.8)

рад/с

ведущий вал:

об/мин

рад/с

ведомый вал определяется по формуле(1.7)

об/мин,                                                  (1.7)

отклонение составляет 2,2%  и определяется по формуле(1.8)

рад/с                                                  (1.8)

1.2 Определение силовых параметров привода

Силовые параметры по валам определяется формуле(1.9)

кВт,

                                                           (1.9)

кВт,

кВт,

кВт,

кВт,

Вращающие моменты на валу двигателя определяется по формуле(1.10)

                                                           (1,10)

,

,

,

,

Данные расчета сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1-Кинематические и силовые параметры привода по валам

Наименование

Индекс вала

Частота вращения n, об/мин

Угловая скорость ω, рад/с

Мощность Р, кВт

МоментТ,

Вал электродвигателя

дв

973

101,8

8,0

78,6

Быстроходный вал

1

973

101,8

7,8

76,6

Тихоходный вал

2

324

34

7,6

223,5

Ведущий вал машины

3

324

34

7,4

217,7

Ведомый вал машины

4

92

9,7

7,0

721,7

2.Расчет редуктора

2.1Расчет зубчатой передачи

2.1.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

Т.к. в задании нет ограничений по габаритам, то выбираем материал с твердостью до 350 НВ: принимаем для шестерни – сталь 45, термическая обработка - улучшение, средняя твердость 230 НВ; для колеса – сталь 45, термическая обработка - улучшение, но средняя твердость на 30 единиц ниже - 200 НВ.

Допускаемые контактные напряжения определяется по формуле(2.1)

МПа,                                               (2.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

= 1 - коэффициент долговечности;

= 1,1 – коэффициент безопасности.

Тогда допускаемые контактные напряжения для материала

шестерни:   МПа;

колеса: МПа.

Т.к. цилиндрическая передача косозубая и перепад средней твердости менее 70 МПа, то для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение, т.е. МПа.

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле(2.2)

МПа                                                    (2.2)

где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов напряжений;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности,

где =1,75 – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала;

=1 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовок (для поковок и штамповок).

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа.

2.1.2 Расчет зубчатой передачи редуктора

Предварительно принимаем коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении колес КНβ = 1,1.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес с учетом твердости материала = 0,4.

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям определяется по формуле(2.3)

мм,                                       (2.3)

где Ка = 43 – для косозубых колес.

мм,

Принимаем стандартное значение мм,

Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес определяется по формуле(2.4)

мм                                                 (2.4)

мм

Принимаем мм .

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β= 10°.

Число зубьев шестерни определяется по формуле(2.5)

                                                           (2.5)

Число зубьев колеса определяется по формуле(2.6)

                                                                (2.6)

Отклонение фактического передаточного отношения составляет по формуле (2.7):

,                                                         (2.7)

что составляет 0% от расчетного.

Угол наклона зубьев определяется по формуле(2.8)

,                                                       (2.8)

, откуда β= 8°

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные определяется по формуле(2.9)

мм                                                           (2.9)

мм

мм

мм

проверка определяется по формуле(2.10):

мм                                            (2.10)

диаметры вершин зубьев определяется по формуле(2.11)

мм                                                       (2.11)

мм

мм

мм

диаметры впадин зубьев определяется по формуле(2.12)

мм                                                      (2.12)

мм

мм

мм

ширина колеса определяется по формуле(2.13)

мм                                                            (2.13)

мм

ширина шестерни определяется по формуле(2.14)

мм                                               (2.14)

2.1.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по делительному диаметру определяется по формуле (2.15)

(2.15)

Окружная скорость колес определяется по формула (2.16)

м/с                                                       (2.16)

м/с

При данной скорости принимаем 8-ю степень точности. [ГОСТ 1643-81]

Коэффициент нагрузки определяется по формуле(2.17)

(2.17)

где =1,03 – коэффициент динамической нагрузки;

=1,04 – коэффициент концентрации нагрузки;

=1,07 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями прямозубых колес.

Прочность зубьев по контактным напряжениям определяется по формуле(2.18):

МПа <МПа                                    (2.18)  

МПа <МПа

Недогрузка определяется по формуле(2.19)

. (2.19)

Допускается недогрузка не более 15%.

2.1.4 Усилия в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная определяется по формуле(2.20)

H                                                               (2.20)

H

Радиальная определяется по формуле(2.21)

H;                                                        (2.21)

H;

Осевая определяется по формуле(2.22)

H;                                                          (2.22)

H;

2.1.5 Проверочный расчет зубьев колеса по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки определяется по формуле (2.23)

,                                         (2.23)

где =1,1 – коэффициент динамической нагрузки;

=1,08 – коэффициент концентрации нагрузки;

=0,91 – коэффициент распределения нагрузки.

,

Коэффициент формы зуба YF1 = 3,8 и YF2 = 3,6

Сравнительная характеристика прочности зубьев определяется по формуле(2.24)

для шестерни: МПа;                                                                         (2.24)

для колеса: МПа.                                                                               (2.24)

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньшее.

Прочность зубьев колеса на изгиб определяется по формуле(2.25)

МПа <МПа                                      (2.25)

МПа <МПа

Условие прочности выполнено.

2.2 Проектировочный расчет валов

В качестве материала валов принимаем сталь 45, термическая обработка – улучшение. Допускаемые напряжения для быстроходного вала [τ] = 25 МПа, для тихоходного - [τ] = 20 МПа. Напряжения от изгиба не учитываем.

2.2.1 Расчет быстроходного вала

Диаметр выходных концов вала определяется по формуле(2.26)

мм                                                        (2.26)

мм

Т.к. выходной вал редуктора соединен муфтой вала электродвигателя dдв = 38 мм,  необходимо согласовать диаметры выходного конца быстроходного вала редуктора и выходного конца вала электродвигателя в пределах одного номинального момента муфты. Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 250-38-I1-32-I2-УЗ ГОСТ 21424-93, у которой одна полумуфты с отверстием под вал  диаметром 38 мм, другая – с диаметром 32 мм. Таким образом, мм.

Диаметр вала под подшипниками определяется по формуле(2.27):

мм,                                                      (2.27)

где t = 2,5 мм – высота буртика на валу для упора ступицы при сборке привода

мм,

С учетом типоразмеров подшипников качения принимаем мм.

Предполагаемый диаметр вала под шестерней принимаем dш = 45 мм.

Расстояние от впадин зуба до шпоночного паза определяется по формуле(2.28):

мм                                                        (2.28)

где t2 = 3,8 – глубина шпоночного паза во втулке.

мм

Т.к. X< 2,5·= 5- то изготовляем вал-шестерню.

2.2.2 Расчет тихоходного вала

Диаметр выходного конца вала определяется по формуле (2.29):

мм                                                         (2.29)

мм

Принимаем из стандартного ряда мм.

Минимальный диаметр под подшипниками определяется по формуле (2.30):

мм,                                      (2.30)

где t = 2,5 мм – высота буртика на валу для упора ступицы полумуфты при сборке привода

мм,

С учетом типоразмеров подшипников качения принимаем мм, а диаметр вала под колесом мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.3 Подбор шпоночных соединений и поверочный расчет

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов принимаем по ГОСТ 23360-78. Материла шпонок – сталь 45, термическая обработка – нормализация.

Рабочая длина шпонки из условия прочности определяется по формуле (2.31):

,                                          (2.31)

гдеТ – вращающий момент на валу;

d – диаметр цапфы вала в месте шпоночного соединения;

h, t1, b– стандартные геометрические размер шпоночного соединения.

Допускаемые напряжения смятия неподвижных шпоночных соединений при циклическом нагружении и стальной ступице = 100…150 МПа, для чугунной ступицы = 80…100 МПа

Напряжения смятия и условие прочности определяется из выражения определяется по формуле(2.32):

                                                 (2.32)

2.3.1 Быстроходный вал

Шпонка на выходном конце вала, сопряжение «вал-полумуфта», мм; bxh = 10x8 мм; t1 = 5,0 мм; материал ступицы колеса – сталь 40ХН.

Рабочая длина шпонки определяется по формуле (2.33):

мм.                                         (2.33)

Минимальная расчетная длина шпонки определяется по формуле (2.34)

мм                                         (2.34)

С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной мм (шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78).

2.3.2 Тихоходный вал

Шпонка под колесом, сопряжение «вал-ступица зубчатого колеса», мм; bxh = 16x10 мм; t1 = 6,0 мм; материал ступицы колеса – сталь 40ХН.

Рабочая длина шпонки определяется по формуле (2.35):

мм                                     (2.35)

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1) определяется по формуле (2.34):

мм                                   (2.34)

С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной мм (шпонка 16х10х45ГОСТ 23360-78).

Шпонка на выходном конце вала, сопряжение «вал-ступица полумуфты», мм; bxh = 12x8мм; t1 = 5,0 мм; материал ступицы полумуфты – сталь 40ХН.

Рабочая длина шпонки определяется по формуле (2.36):

мм                                   (2.36)

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1) определяется по формуле (2.34):

мм                                    (2.34)

С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной мм (шпонка 12х8х50 ГОСТ 23360-78).

2.4 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора

Параметры, определенные ранее: мм, мм, мм, мм, мм, мм, мм, мм, мм.

Шестерня выполнена заодно с валом, геометрические параметры определены выше.

2.4.1 Геометрические параметры колеса:

диаметр ступицы (для стальных ступиц) определяется по формуле (2.37):

мм;                               (2.37)

мм;

длин ступицы с учетом длины шпонки определяется по формуле(2.38):

мм,                                                (2.38)

толщина обода определяется по формуле (2.39):

мм,                                           (2.39)

мм,

принимаем

мм;

толщина диска определяется по формуле (2.40):

мм,                                                 (2.40)

мм,

принимаем мм;

диаметр центровой окружности определяется по формула (2.41):

мм,                                   (2.41)

мм,

диаметр отверстий определяется по формуле (2.42):

мм,                                   (2.42)

мм,

2.5 Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки определяется по формуле (2.43):

мм,                                         (2.43)   

мм,                                          (2.43)

мм,

мм,

принимаем мм.

Толщина верхнего фланца корпуса определяется по формуле (2.44):

мм                                         (2.44)

Толщина нижнего фланца крышки корпуса определяется по формуле (2.44):

мм.                                      (2.44)

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек определяется по формуле (2.45):

мм                               (2.45)

принимаем мм.

Диаметр болтов:

Фундаментальных определяется по формуле(2.46):

мм,                                              (2.46)

мм,

принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипника определяется по формуле(2.47):

мм,                                                  (2.46)

мм,

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с основанием корпуса определяется по формуле(2.47):

мм,                                                    (2.47)

мм,

принимаем болты с резьбой М10.

2.6 Эскизная разработка редуктора

В соответствии с рекомендациями для опор валов выбираем радиальные шарикоподшипники. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников мм, мм. Параметры подшипников согласно ГОСТ 8338-75 приведены в таблице 2.

Таблица 2 - Параметры подшипников

Вал

Условное обозначение подшипника

Размеры, мм

грузоподъемность, кН

динамическая

статическая

d

D

B

C

С0

Быстроходный

308

40

90

23

41,0

22,4

Тихоходный

309

45

100

25

52,7

30,0

Размеры, необходимые при первой эскизной разработке:

  1.  aw = 125мм;
  2.   зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса A1 = 1,2δ = 1,2·8 ≈10 мм;
  3.  зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A= δ = 8 мм;
  4.   расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса A= δ = 8 мм;
  5.  выбираем раздельный способ смазки. Подшипники будем смазывать пластичной смазкой, зубчатые зацепления – окунанием в масло, заливаемое в корпус. Камеры подшипников отдаляем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
  6.  глубина гнезда подшипников мм, где   - ширина верхнего фланца корпуса.
  7.  Толщина фланца крышки подшипника∆ = 9  мм.
  8.  Высота головки болта примем hб = 10 мм
  9.  Измерением находим расстояние на ведущем и выходном валах: l1 = l2 = 60 мм.
  10.  Расстояние, определяющее положение шкива относительно ближайшей опоры l3 =l4 =62 мм.

Рисунок 2 – Эскизная компоновка редуктора

2.7 Проверка долговечности подшипников

2.7.1 Опоры быстроходного вала

Для ведущего вала имеем (рис. 3):

H, H, H

Нагрузка на вал от муфты определяется по формуле (2.48):

Н                               (2.48)

Реакции опор:

в плоскости xz определяется по формуле (2.49):

Н                                              (2.49)

в плоскости yz определяется по формуле (2.50):

Н                                             (2.50)

Проверка определяется по формуле (2.51):

Н                          (2.51)

Реакции опор от силы Fм определяется по формуле (2.52):

Н                                  (2.52)

Н

Проверка определяется по формуле(2.53)

Н                                                 (2.53)

Рисунок 3 - Расчетная схема и эпюры быстроходного вала

Суммарные реакции опор определяется по формуле(2.54)

Н                        (2.54)

Н                        (2.54)

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле (2.55):

,                                                   (2.55)

где V = 1 – коэффициент, учитывающий вращение внутреннего кольца;

= 1,2 – коэффициент безопасности (при спокойной нагрузке);

= 1 – температурный коэффициент.

Тогда:

H

Расчетная долговечность определяется по формуле (2.56):

млн.об.                                     (2.56)

ч                                          (2.57)

что больше минимальной долговечности подшипников, равной 10000 ч.

2.7.2 Опоры тихоходного вала

Для ведущего вала имеем (рис. 3):

H, H, H

Нагрузка на вал от муфты определяется по формуле(2.58):

Н                                     (2.58)

Реакции опор:

в плоскости xzопределяется по формуле(2.59):

Н                                             (2.59)

в плоскости yzопределяется по формуле(2.60):

Н                                             (2.60)

Проверка определяется по формуле(2.61)

Н                                                           (2.60)

Реакции опор от силы Fм определяется по формуле(2.61)

Н                                 (2.61)

Н

Проверка определяется по формуле(2.62)

         (2.62)

Рисунок 4 - Расчетная схема и эпюры тихоходного вала

Суммарные реакции опор определяется по формуле (2.63)

Н                           (2.63)

Н

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле (2.64)

,                                                 (2.64)

где V = 1 – коэффициент, учитывающий вращение внутреннего кольца;

= 1,2 – коэффициент безопасности (при спокойной нагрузке);

= 1 – температурный коэффициент.

Тогда:

H

Расчетная долговечность определяется по формуле (2.65)

млн.об.                                        (2.65)

ч                                          (2.66)

что больше минимальной долговечности подшипников, равной 10000 ч.

2.8 Конструктивна компоновка редуктора

Взаимное расположение подшипников быстроходного вала фиксируем распорной втулкой и гайкой со стопорной многоколпачковой шайбой. Маслоудерживающие кольца устанавливаем так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса 1…2 мм. Подшипники быстроходного вала размещаем в стакане.

Для фиксации зубчатого предусматриваются заплечики вала с одной стороны в буртики вала, а с другой – в распорные втулки. На выходных концах быстроходного и тихоходного валов крышки подшипниковых узлов сквозные с манжетными уплотнениями.

2.9 Выбор посадок. Расчет зазоров, построение полей допусков

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в:

- посадка зубчатого колеса на вал – Н7/р6 по ГОСТ 25347-82;

- посадка шкива ременной передачи на вал редуктора Н7/h6;

- посадка звездочки на вал редуктора Н7/h6;

- посадка подшипников на вал - L0/k6;

- посадка подшипников в корпусе редуктора (нагружение наружного кольца - местное) – Н7/l0;

- посадка распорных втулок на вал Н8/h8.

- посадка шпонок в паз вала -  N9/h9, а в паз ступицы - Js9/h9.

2.10 Проверочный расчет валов

Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов. Проверочный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s≥ [s].

Результирующий коэффициент запаса прочности определяется по формуле(2.67)

,                                                   (2.67)

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям от изгиба (изменяются по симметричному циклу) и касательные напряжения от кручения (изменяются по нулевому циклу) определяется по формуле(2.68)

;                                          (2.68)

                                           (2.69)

где и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты чувствительности материла к асимметрии цикла напряжений;

и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала определяется по формуле(2.70)

;                                       (2.70)

,                                     (2.71)

где   и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения;

- коэффициент влияния шероховатости поверхности;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

2.10.1 Быстроходный вал

Материал вала– сталь 45, термическая обработка – улучшение. При диаметре заготовки d = 40 мм (до 80 мм) предел прочности = 890 МПа.

Пределы выносливости материала определяется по формуле(2.72):

МПа – при симметричном цикле напряжений изгиба;                                                                                                                           (2.72)

МПа – при симметричном цикле касательных напряжений.                                                                                                                     (2.72)

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: , ; , , КF = 1,15 (шероховатость поверхности Rа = 0,4…3,2 мкм); Kv = 1,0; =0,05.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала определяется по формуле(2.73)

;                                         (2.73)

.                                         (2.74)

Изгибающий момент определяется по формуле(2.75)

Н·мм,                        (2.75)

где Н – силы нагрузки от муфты;

= 28 мм – длина шпонки

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d= мм, ширина шпоночного паза b = 10 мм, а глубина t1 = 5,0 мм) определяется по формуле(2.76)

мм3;     (2.76)

мм3(2.77)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений определяется по формуле(2.78)

МПа                                   (2.78)

Амплитуда  нормальных напряжений изгиба определяется по формуле(2.79)

МПа                                         (2.79)

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле(2.80)

                                            (2.80)

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле(2.81):

                                                   (2.81)

Результирующий коэффициент запаса прочности определяется по формуле(2.82)

>[s] = 2.                                           (2.82)

2.10.2Тихоходный вал

Материал вала – сталь 45, термическая обработка – улучшение. При диаметре заготовки dк = 50 мм предел прочности = 890 МПа.

Пределы выносливости материала определяется по формуле(2.83):

МПа – при симметричном цикле напряжений изгиба;                                                                                                                            (2.83)

МПа – при симметричном цикле касательных напряжений.                                                                                                                    (2.84)

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении мм. В данном сечении два источника концентрации напряжений: посадка с натягом в сопряжении «ступица колеса-вал» и наличие шпоночного паза. Коэффициент концентрации напряжений от посадки с натягом: , [1, табл. 14.10]; КF = 1,15 (шероховатость поверхности Rа = 0,4…3,2 мкм); Kv = 1,0; =0,05. Коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза: и ; , ; отношения и . При расчете учитывается источник концентрации с наибольшим отношением.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала определяется по формуле(2.85):

;                                  (2.85)

.                                   (2.86)

Изгибающий момент определяется по формуле(2.87):

,                        (2.87)

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d= мм; ширина шпоночного паза b = 16 мм, а его глубина t1 = 6 мм)определяется по формуле(2.88):

мм3; (2.88)

мм3;     (2.89)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений определяется по формуле(2.90):

МПа                                 (2.90)

Амплитуда  нормальных напряжений изгиба определяется по формуле(2.91):

МПа                                        (2.91)

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле(2.92):

                                   (2.92)

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле (2.93):

                                     (2.93)

Результирующий коэффициент запаса прочности определяется по формуле(2.94):

>[s] = 2.                               (2.94)

Прочность вала обеспечена. Т.к. в этом сечении большой запас прочности, проверять вал на прочность в остальных сечениях не имеет смысла.

2.11 Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Предельно допустимая глубина погружения определяется по формуле (2.95):

мм                                          (2.95)

Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности, т.е. определяется по формуле (2.96):

дм3                                                   (2.96)

В соответствии с рекомендациями [1, табл. 19.3] смазывание подшипников осуществляется маслом в картере за счет брызг при работе редуктора, т.к. окружная скорость колеса более 1 м/с.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

При контактных напряжениях до 427 МПа скорости до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должны быть примерно равна 34 мм2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88.

2.12 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и промывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

  1.  на ведущий вал напрессовывают подшипники и мазеудерживающие кольца, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;
  2.  на выходной вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого устанавливают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки положения зубчатого зацепления.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой ТУ.

3 Выбор муфты

Исходя из характера производственного процесса и задания на проектирование редуктора для соединения выходного конца выходного вала редуктора и, предположительно вала конвейера, принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту.  Эта муфта обладает достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции, что снижает нагрузки на валы.

Типоразмер муфты выбираем с учетом диаметров соединяемых валов (dв2 = 48 мм) и по величине расчетного вращающего момента определяется по формуле (2.97):

H·м                                   (2.97)

где = 1,4 – коэффициент режима работы.

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 500-40-I2-УЗ ГОСТ 21424-93.

4 Сборка привода

Сборку привода производим в соответствии со сборочным чертежом редуктора в последовательности:

  1.  в шпоночный паз выходных концов вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора закладываем шпонки и устанавливаем полумуфты;
  2.  в шпоночный паз выходных концов ведущего вала машины и тихоходного вала редуктора закладываем шпонки, напрессовываем ведомую и ведущую звездочки и закрепляем их от осевого сдвига торцовым креплением;
  3.  устанавливаем электродвигатель и редуктор на раму машины, производим сборку и центровку муфты;
  4.  производим крепление узлов привода на раме машины при помощи фундаментальных болтов.

После сборки привода устанавливаем по месту кожух ограждения передачи. Собранную машину обкатывают и подвергают испытанию по программе, установленной технической документацией.


Заключение

В ходе проектирования одноступенчатого цилиндрического редуктора были рассчитаны:

  1.  привод и передачи редуктора;
  2.  ведущий и выходной валы редуктора;
  3.  конструктивные размеры зубчатой пары и корпуса редуктора;
  4.  рассчитаны допуски и посадки.

Для редуктора был подобран двигатель с необходимой мощностью, выбраны материалы зубчатой передачи, подобраны муфта, подшипники и шпоночные соединения.

Все узлы редуктора проверены расчетами на прочность.

По выполнении всех расчетов были сделаны эскизный чертеж редуктора, а также рабочие чертежи выходного вала и колеса редуктора.


Список использованных источников

  1.  Арон А.В. Справочное руководство по проектированию деталей машин: уч. пособие. – Владивосток: Дальрыбвтуз, 1999. – 200 с.
  2.  Арон А.В., Зиборов С.Н. Руководство по проектированию приводов машин: уч. пособие. – Владивосток: МГУ, 2002. – 196 с.
  3.  Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для техникумов/ С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1987. – 416 с.
  4.  Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. – М.: Машиностроение, 1974. – 654 с.

Задание

Для режимов работы двигателя рассчитать параметры цикла. Построить индикаторную диаграмму для номинальной мощности и частоты вращения. Произвести кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма. Определить силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме.

Исходные данные

Бензиновый ДВС ГАЗ-21 «Волга»

Расположение и число цилиндров Р4

Диаметр цилиндров D=92мм

Ход поршня S=92мм, S=2R; R=46мм

Рабочий объем Vh=2,45л

Степень сжатия ε= 8,2

Номинальная мощность Ne=69,8кВт

Обороты при ном.мощности nN=4500об/мин

Среднее эффективное давление Ре=0,76 МПа

Литровая мощность Ne/Vh=28,5кВт/л

ТактностьZ=4


Введение

Поршневым двигателем внутреннего сгорания (ДВС) называют такую тепловую машину, в которой превращение химической энергии топлива в тепловую, а затем в механическую энергию, происходит внутри рабочего цилиндра. Превращение теплоты в работу в таких двигателях связано с реализацией целого комплекса сложных физико-химических, газодинамических и термодинамических процессов, которые определяют различие рабочих циклов и конструктивного исполнения. Преобразование химической энергии топлива, сжигаемого в цилиндре двигателя, в механическую работу совершается с помощью газообразного тела – продуктов сгорания жидкого или газообразного топлива. Под действием давления газов поршень совершает возвратно-поступательное движение, которое преобразуется во вращательное движение коленчатого вала с помощью кривошипно-шатунного механизма ДВС.

К современным автомобильным двигателям предъявляются следующие требования:

1.Надежность.

2.Ограниченная степень токсичности, дымности отработанных газов, уровень шума.

3.Высокая экономичность.

4.Максимальная литровая мощность.

5.Уменьшенная масса на единицу мощности.

6.Простота конструкции, удобство обслуживания и низкая стоимость изготовления.

7.Перспективность двигателя.

Надежность – свойство двигателя выполнять заданные функции, сохраняя свои эксплуатационные показатели в установленных пределах при заданных условиях его эксплуатации, технического обслуживания и ремонтов в течение требуемого промежутка времени и требуемой наработки.

Надежность двигателя в большой степени зависит от тепловой и динамической напряженности его конструкции.


1Тепловой расчет двигателя 

1.1 Расчёт расхода воздуха и  продуктов сгорания

1.1.1 Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

   (1.1)

кг.

или в киломолях.

    (1.2)

кмоль.

1.1.2 Проверка теоретически необходимого количества воздуха

     (1.3)

где:кажущаяся молекулярная масса воздуха.

кг.

1.1.3 Характеристика топлива

    (1.4)

1.1.4 Расход воздуха через характеристику топлива

    (1.5)

кмоль.

1.1.5 Действительное количество воздуха, участвующее в сгорании 1кг топлива

(1.6)

(1.7)

где:коэффициент избытка воздуха.

Для бензиновогодвс при Neном(нагрузка 100%), принимаем .

кг,

кмоль.

1.1.6 Суммарное количество свежей смеси

     (1.8)

кг.

или в киломолях

    (1.9)

кмоль.

где μт=110÷120-молекулярная масса бензина

1.1.7 Состав продуктов сгорания при, отношение числа молей водорода и окиси углерода

    (1.10)

Для бензинов, у которых

   (1.11)

кмоль,

   (1.12)

кмоль,

,    (1.13)

,    (1.14)

кмоль,

    (1.15)

кмоль,

  (1.16)

кмоль.

1.1.8 Приращение объёма

    (1.17)

кмоль.

1.1.9 Теоретический коэффициент молекулярного изменения

    (1.18)

1.1.10 Низшая теплота сгорания топлива

 (1.19)


2 Расчет реального цикла двигателя

2.1Параметры процесса впуска

2.1.1 Температура подогрева заряда

Выбирается для карбюраторного двс.

2.1.2 Температура остаточных газов

Зависит от состава смеси, степени расширения и теплообмена в процессах расширения и впуска. В бензиновых двс, в которых состав смеси изменяется в сравнительно небольших пределах, Тг с уменьшением нагрузки понижается незначительно . Для бензиновых двсТг = 900 – 1000К;Тг =950К

2.1.3 Давление остаточных газов

    (2.1)

МПа

где МПа

2.1.4 Суммарный коэффициент,учитывающий гашение скорости и сопротивление впускной системы, отнесенный к сечению в клапане

2.1.5 Средняя скорость движения заряда в клапане

м/с

м/с

2.1.6 Плотность заряда на впуске

,     (2.2)

кг/м3.

2.1.7 Давление в конце впуска

,   (2.3)

МПа.

2.1.8 Коэффициент остаточных газов

,   (2.4)

2.1.9 Температура конца впуска

   (2.5)

К.

2.1.10 Коэффициент наполнения

  (2.6)

2.2 Параметры процесса сжатия

2.2.1 Принимаем показатель политропы сжатия

Начало сжатия совпадает с Н.М.Т.

    (2.7)

МПа.

    (2.8)

К.

2.2.2 Определим n1 по среднему показателю адиабаты

    (2.9)

Пологая, что внесем поправку на изменение показателя политропы сжатия

2.3 Параметры конца процесса сгорания

2.3.1 Действительный коэффициент молекулярного изменения

   (2.10)

.

где М1=0.419кмоль; М2=0.467кмоль.

2.3.2 Невыделившаяся теплота вследствие неполного сгорания

,     (2.11)

кДж/кг.

2.3.3 Уравнение для бензинового двигателя при

,  (2.12)

,

кДж/моль,

кДж/моль.

2.3.4 Определим значение левой части уравнения

,    (2.13)

С.

теплоемкость продуктов сгорания в конце процесса сжатия

кДж/кмоль.

2.3.5 Расчетное давление конца сгорания

   (2.14)

МПа.

2.3.6 Степень повышения давления

    (2.15)

2.3.7 Действительное давление конца сгорания

    (2.16)

МПа.

2.4 Параметры процесса расширения

2.4.1 Показатель политропы расширении

2.4.2 Давление конца расширения

    (2.17)

МПа.

2.4.3 Температура конца расширения

    (2.18)

К.

2.4.4 Среднее индикаторное давление цикла

  (2.19)

МПа.

Индекс н.c. относится к нескругленной расчетной диаграмме.

2.4.5 Действительное среднее индикаторное давление цикла при коэффициенте скругления

(2.20)

МПа.

2.5 Основные показатели цикла

2.5.1 Средняя скорость поршня для бензинового двс при номинальном режиме

    (2.21)

м/с.

2.5.2 Доля индикаторного давления, затраченного на трение и привод вспомогательных механизмов

    (2.22)

МПа.

2.5.3 Среднее эффективное давление цикла

     (2.23)

МПа.

2.5.4 Механический КПД

    (2.23)

2.5.5 Удельный индикаторный расход топлива

     (2.24)

г/(кВт·ч).

2.5.6 Удельный эффективный расход топлива

    (2.25)

г/(кВт·ч).

2.5.7 Индикаторный КПД цикла

    (2.26)

2.5.8 Эффективный КПД цикла

    (2.27)

2.5.9 Часовой расход топлива

    (2.28)

г/ч.

2.5.10 Рабочий объем одного цилиндра

   (2.29)

см3.

2.5.11 Полный рабочий объем двигателя

см3

2.6 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима двигателя, т.е. при

кВт и об/мин

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня 0.01м3 в 1мм масштаб давлений 0,1 МПа   в 1мм.

 Построение политроп сжатия и расширения производится вычислением ряда точек для промежуточных объемов из уравнений:

2.6.1 Параметры политропы сжатия:

Ра=0.085МПа n=1.34;

Таблица №1

1

2

3

4

ε=8.2

0,21

0, 54

1,35

1,47

МПа;

МПа;

МПа;

МПа;

2.6.2 Параметры политропы расширения:

МПа,;


Таблица №2

1

2

3

4

ε=8.2

0,8

1,89

4,46

4,52

МПа,

МПа,

МПа,

 МПа.


3 Кинематический расчёт кривошипно-шатунного механизма

3.1 Общее сведение

Условия работы деталей кривошипно-шатунного механизма характеризуются усилиями, возникающими в них при различных режимах работы двигателя. Величина и характер изменения механических нагрузок, приящиеся на эти детали, определяются на основе кинематического и динамического исследования кривошипно-шатунного механизма.

Рисунок 1 - Схема центрального кривошипно-шатунного механизма.

На рисунке 1 изображена схема центрального кривошипно-шатунного механизм двигателя, в котором ось цилиндра пересекает ось коленчатого вала. На этой схеме приняты следующие обозначения:

угол поворота кривошипа, отсчитываемый от оси цилиндра в направлении вращения коленчатого вала почасовой стрелки;

угол отклонения оси шатуна в плоскости его качения в сторону от оси цилиндра;

угловая скорость вращения вала двигателя;

     (3.1)

с-1.

ход поршня, мм.

радиус кривошипа,

     (3.2)

мм.

длина шатуна,

мм.

отношение радиуса кривошипа к длине шатуна,

3.2 Расчёт перемещения поршня

Расчёт перемещения поршня от его начального положения в в.м.т. при повороте кривошипа на угол , определяемое с точностью до малых второго порядка включительно, имеет следующий вид

   (3.3)

Перемещение поршня может быть представлено как сумма двух гармонических перемещений первого и второго порядков:

;

;

;

Значения перемещения поршня в зависимости от угла поворота кривошипа приведены в таблице №3.

Таблица №3

φ

S1(мм)

S2(мм)

S(мм)

0

0

0

0

30

6,15

1,7

7,85

60

23

5,1

28,1

90

46

6,9

52,9

120

69

5,1

74,1

150

85.8

1,65

87,45

180

92

0

92

210

85.8

1,65

87,45

240

69

5,1

74,1

270

46

6,9

52,9

300

23

5,1

28,1

330

6.15

1,7

7,85

360

0

0

0

3.3 Расчёт скорости поршня

Скорость поршня в автомобильных двигателях лимитируется условиями надлежавшего наполнения цилиндров и надёжной работы поршневой группы и может быть определена по следующей формуле:

.    (3.4)

Скорость поршня может быть представлена как сумма двух гармонических перемещений первого и второго порядков:

,

,

.

Значения скорости поршня от угла приведены в таблице №4.

Таблица №4

φ

Сп1(м/с)

Сп2(м/с)

Сп(м/с)

0

0

0

0

30

10,8

18,7

29,5

60

18,7

18,7

37,4

90

21,6

0

21,6

120

18,7

-18,7

0

150

10,8

-18,7

7,8

180

0

0

0

210

-10,8

18,7

-7,8

240

-18,7

18,7

0

270

-21,6

0

-21,6

300

-18,7

-18,7

-37.4

330

-10,8

-18,7

-29,5

360

0

0

0

Максимальная скорость поршня может быть представлена как сумма двух гармонических перемещений первого и второго порядков:

м/с,

,

.

Практическое значение среди параметров, характеризующих конструкцию двигателя, имеет средняя скорость поршня:

,      (3.5)

м/с.

Средняя скорость поршня в автомобильных двигателях лимитируется условиями надлежащего наполнения цилиндров и надежной работы поршневой группы. Отношение скоростей:

м/с,

3.4 Расчёт ускорения поршня

Ускорение поршня можно определить по следующей формуле:

,    (3.6)

или

;

;

;

Значения ускорения поршня приведены в таблице №5.

Таблица №5

φ

j1(м/с2)

j2(м/с2)

j(м/с2)

0

10204,6

3061

13265.2

30

9041,2

1530,5

10571,7

60

5102,3

-1530,5

3571,8

90

0

-3061

-3061

120

-5102,3

-1530,5

-6632,8

150

-9041,2

1530,5

-7510,7

180

-10204,6

3061

-7143,6

210

-9041,2

1530,5

-7510,7

240

-5102,3

-1530,5

-6632,8

270

0

-3061

-3061

300

5102,3

-1530,5

3571,8

330

9041,2

1530,5

7510,7

360

10204,6

3061

13265,2

В верхней мертвой точке (φ = 0) ускорение поршня имеет максимальное абсолютное значение:

,     (3.7)

м/с2.

Отношение максимального ускорения поршня к ускорению силы тяжести:

,     (3.8)

м/с2.


4 Определение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме

4.1 Сила инерции от возвратно-поступательных движущихся масс

   (4.1)

где:;

,     (4.2)

   (4.3)

кг,

    (4.4)

кг,

   (4.5)

кг,

,

кг,

,      (4.6)

Расчетные данные находятся вТаблица №6.

4.2 Построение индикаторной диаграммы, производим проверку Брикса

Разворачиваем  индикаторную диаграмму и определим силу РГ:

Перемещение ползуна по индикаторной диаграмме и перевод в нужный масштаб:

Таблица №6

φ

мм

Рг

0

0

0

0

1

30

-1

-30

2

60

-1

-60

3

90

-1

-90

4

120

-1

-120

5

150

-1

-150

6

180

-1

-180

7

210

-1

-210

8

240

-1

-240

9

270

1,3

351

10

300

4

1200

11

330

30,06

9919,8

12

0

121,85

0

13

30

108,38

3251,4

14

60

15,53

931,8

15

90

5,8

522

16

120

2,79

334,8

17

150

2,74

411

18

180

1,7

306

19

210

0

0

20

240

0

0

21

270

0

0

22

300

0

0

23

330

0

0

24

360

0

0

4.3 Перевернув силу Pj сложим силой Рг получим силу Р, рассмотрим действие сил давления газов на поршень и сил инерции движущихся масс действующая на поршень

.      (4.7)

4.4Боковая сила, перпендикулярная к оси цилиндра

   (4.8)

4.5Сила, направленная вдоль оси цилиндра

.    (4.9)

4.6Нормальная сила, направленная по радиусу кривошипа

.  (4.10)

4.7Тангенсальная сила, касательная к окружности радиуса кривошипа

.   (4.11)

4.8Крутящий момент

.  (4.12)

Силы, действующие в цилиндре двигателя

Таблица №3

P

tg

cos (+)cos

sin (+)cos

N

K

T

0

- 3,2

0

1

0

0

- 3,2

0

30

- 2,8

0,128

0,803

0,609

- 0,3584

- 2,2484

-1,7

60

- 1,06

0,227

0,297

0,917

- 0,241

- 0,31482

- 1,03

90

0,53

0,266

- 0,258

1

0,141

- 0,13674

0,53

120

1,5

- 0,227

- 0,692

0,755

0,3405

- 1,031

1,1

150

1,9

- 0,128

- 0,929

0,391

0,2432

- 1,7651

0,7

180

1,8

0

- 1

0

0

- 1,8

0

210

1,9

0,128

- 0,929

- 0,391

- 0,2432

- 1,7631

- 0,7

240

1,67

0,227

- 0,692

- 0,755

- 0,37909

- 1,15564

- 1,26

270

0,9

0,266

- 0,258

- 1

- 0,23994

- 0,2322

- 0,9

300

- 0,53

- 0,227

0,307

- 0,977

0,12031

- 0,16271

0,5

330

- 1,5

- 0,128

0,803

0,609

0,192

- 1,2045

0,9

360

1,29

0

1

0

0

1,29

0

390

1,6

- 0,128

0,803

0,609

0,2048

1,2848

0,97

420

1,2

- 0,227

0,307

0,977

0,2724

0,3564

0,17

450

2,2

0,266

- 0,251

1

0,5852

- 0,5672

2,2

480

2,5

0,227

- 0,692

0,755

0,5675

- 1,73

1,78

510

2,6

0,128

- 0,929

0,391

0,3328

- 2,4154

1,016

540

2,36

0

-1

0

0

-2,36

0

570

2,36

0,128

- 0,929

- 0,391

- 0,30208

- 2,19244

- 0,92

600

1,8

0,227

- 0,692

- 0,755

- 0,4086

- 1,2456

- 1,359

630

1,06

0,266

- 0,258

- 1

-0,28196

- 0,27348

- 1,06

660

- 0,68

- 0,227

0,307

- 0,977

0,15436

- 0,20876

0,66

690

- 2,4

- 0,128

0,403

- 0,609

0,3072

- 1,9272

1,46

720

-3,2

0

1

0

0

-3,2

0

5Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма

5.1 Основные размеры деталей кривошипно-шатунного механизма

5.1.1 Толщина днища поршня

     (5.1)

мм.

5.1.2Внутренний радиус днища поршня

    (5.2)

мм.

5.1.3Радиальная толщина кольца

а) Компрессионное кольцо

     (5.3)

мм.

б) Маслосъемное кольцо

     (5.4)

мм.

5.1.4 Радиальный зазор кольца в канавке поршня

а) Компрессионное кольцо

мм.

б) Маслосъемное кольцо

мм.

5.1.5Число масляных отверстий в поршне

шт.

5.1.6Диаметр масляного канала

мм.

3.1.7Высота юбки поршня

     (5.5)

мм.

5.1.8Наружный диаметр поршневого пальца

     (5.6)

мм.

5.1.9Внутренний диаметр поршневого пальца

    (5.7)

мм.

5.1.10Длина пальца

     (5.8)

мм.

5.1.11Расстояние между торцами бобышек

     (5.9)

мм.

5.1.12Разность между зазорами кольца в юбке в свободном и рабочем состоянии

а) Компрессионное кольцо

     (3.10)

мм.

б) Маслосъемное кольцо

     (5.11)

мм.

5.2.1 Длина втулки шатуна

     (5.12)

мм.

3.2.2Наружный диаметр верхней головки шатуна

    (5.13)

мм.

5.2.3 Внутренний диаметр верхней головки шатуна

    (5.14)

мм.

5.2.4 Длина головки шатуна

     (5.15)

5.2.5 Размеры сечения шатуна

    (5.16)

мм.

    (5.17)

мм.

     (5.18)

мм.

мм

5.2.6Ширина крышки

    (5.19)

мм.

5.2.7Толщина крышки

     (5.20)

мм.

5.2.8Диаметр шатунной шейки

     (5.21)

мм.

5.2.9Ширина шатунной шейки

мм.

5.2.10Толщина вкладыша

    (5.22)

мм.

5.2.11Ширина вкладыша

мм.

5.2.12Расстояние между шатунными болтами

    (5.23)

мм.

5.2.13 Диаметр коренной шейки

а) Наружный

    (5.24)

мм.

б) Внутренний

    (5.25)

5.3Расчетцилиндра

5.3.1 Толщина стенки цилиндров

мм.

Рассчитывают напряжения на стеке цилиндра и растяжения в опасном сечении шпильки крепления головки блока.

5.3.2 Напряжение в стенке цилиндра

Напряжение в стенке цилиндра определяют с учетом конструкции цилиндра. Цилиндры блочной конструкции рассчитывают на растяжение по образующей цилиндра (Мпа).

,

гдеМПа

мм-толщина стенки цилиндра

    (5.26)

МПа,

МПа.

5.3.3 Силовой изгибающий момент, приложенный в середине поршневого пальца

    (5.27)

МНм

где м-расстояние от оси пальца до опорной плоскости цилиндра

МН- максимальное значение боковой силы

5.3.4 Напряжение изгиба

     (5.28)

МПа

гденаружный и внутренний диаметры цилиндра

    (5.29)

5.3.5Суммарное напряжение от растяжения и изгиба

    (5.30)

МПа.

МПа.

5.3.6 Сила предварительной затяжки шпильки

Шпильки крепления головки блока цилиндров рассчитывают на разрыв в опасном сечении под действием суммарной силы, возникающей при затяжке гаек и от максимального давления в цилиндре.

Сила предварительной затяжки шпилек назначается из условий надежного уплотнения газового стыка.

    (5.31)

МН.

где-площадь, ограниченная краем прокладки вокруг камеры сгорания, м2

     (5.32)

м2

5.3.7Суммарная расчетная сила, действующая на шпильки

    (5.33)

МН.

5.3.8Суммарная сила, приходящаяся на одну шпильку

     (5.34)

МН.

где-число шпилек, приходящееся на один цилиндр при верхнем расположении клапанов. Для данного двигателя

5.3.9Напряжение растяжения в шпильке

     (5.35)

МПа.

где-площадь минимального поперечного сечения стержня шпильки, взятая по внутреннему сечению резьбы

МПа.

5.4Расчетпоршня

5.4.1 Напряжение изгиба в днище поршня

     (5.36)

МПа.

где -.внутренний радиус днища поршня, м

- минимальная толщина днища поршня, м

Для алюминиевых поршней

5.4.2Напряжение сжатия в кольцевом сечении, ослабленном отверстиями для отвода масла

     (5.37)

МПа.

где - максимальная сила давления газов на днище поршня;

- площадь расчетного сечения по канавке поршня с учетом отверстий для отводамасла

   (5.38)

м-2

Для поршней алюминиевых сплавов

5.4.3Максимальное давление на трущейся поверхности юбки

     (5.39)

МПа.

где -.Высота юбки поршня, м

5.5Расчетпоршневого пальца

5.5.1 Условное давление, приходящееся на единицу площади проекции опорной поверхности в бобышках поршня

Палец рассчитывают на усилие, возникающее при работе двигателя на режиме максимального крутящего момента, когда давление газов в цилиндре максимально.

   (5.40)

МПа.

5.5.2 Условное давление, во втулке поршневой головки шатуна

    (5.41)

МПа.

где-.Сила инерции поршневой группы;

5.5.3Сила инерции поршневой группы

    (5.42)

МПа.

5.5.4Напряжение изгиба пальца

   (5.43)

σизгМПа.

где

5.5.5Напряжение в пальце на срез

   (5.44)

МПа,

5.6Расчетпоршневого кольца

5.6.1Давление кольца на стенки цилиндра

    (5.45)

РсрМПа.

где Е=2,3 МПа- модуль упругости материала кольца;

=0 для кольца равномерного давления

5.6.2Напряжение изгиба в кольце в рабочем состоянии

    (5.46)

МПа.

5.6.3Напряжение изгиба в кольце при надевании его на поршень

    (5.47)

МПа.

5.6.4 Величина монтажного зазора в прямом замке холодного кольца определяется

мм.

5.7Расчетшатуна

5.7.1Напряжение на разрыв в верхней головке шатуна при положении поршня в В.М.Т

    (5.48)

σразМПа

где - сила инерции поршневого комплекта

5.7.2Напряжение сжатия без учета продольного изгиба для сужающегося стержня шатуна

     (5.49)

МПа.

где - площадь минимального поперечного стержня шатуна

м2

5.7.3 Расчетная разрывающая сила инерции при положении поршня в в.м.т

   (5.50)

Н.

5.7.4Cила сжатия

     (5.51)

Н.

5.7.5Напряжение растяжения

     (5.52)

МПа.

5.7.6Среднее напряжение за цикл

    (5.53)

МПа.

5.7.7Амплитуда цикла

    (5.54)

МПа.

5.7.8Запас прочности стержня шатуна

    (5.55)

5.7.9Расчет прочности шатунных болтов

   (5.56)

РбМН

где- коэффициент основной нагрузки резьбового соединения

    (3.57)

МН.

5.7.10Напряжение в болте

     (5.58)

     (5.59)

     (5.60)

м2.

5.7.11Среднее напряжение за цикл

     (5.61)

5.7.12Амплитуда напряжений

    (5.62)

5.7.13Запас прочности

    (5.63)

где - коэффициент концентрации напряжений в резьбе

5.8Расчетколенчатого вала

5.8.1 Среднее давление на шатунную шейку

    (5.64)

МПа.

5.8.2Максимальное давление на шатунную шейку

    (5.65)

МПа.

5.8.3Максимальное касательное напряжение

   (5.66)

МПа.

5.8.4Минимальное касательное напряжение

     (5.67)

МПа.

5.8.5Среднее напряжение цикла

    (5.68)

МПа.

5.8.6Амплитуда напряжения

    (5.69)

МПа.

5.8.7Запас прочности коренной шейки

   (5.70)

5.9 Расчет маховика из условий обеспечения равномерности хода двигателя

5.9.1 Необходимый момент инерции двигателя с маховиком

   (5.71)

Нм/с2.

5.9.2 Момент инерции маховика

     (5.71)

Нм/с2.

5.9.3 Масса маховика

     (5.72)

кг.

5.9.4 Ширина маховика

    (5.73)

м.

5.9.5 Окружная скорость на внешнем диаметре обода

     (5.74)

м/с


6 Расчет системы смазки

6.1 Количество масла, циркулирующего в двигателе

6.1.1 Количество тепла, отводимого маслом

    (6.1)

где количество теплоты, выделяемой при сгорании топлива;

низшая теплота сгорания топлива;

- удельный  эффективный расход топлива;

- эффективная мощность двигателя.

кДж/с,   (6.2)

кДж/с

6.1.2 Количество циркулирующего масла

     (6.3)

гдеплотность масла,

средняя теплоёмкость масла,

разность температуры масла на входе и выходе из двигателя,

количество отводимой маслом теплоты;

м3/с.

6.2 Расчет масляного насоса

6.2.1 Циркуляционный расход масла

     (6.4)

м3/с.

6.2.2 Расчетный расход масла с учетом утечек через зазоры

     (6.5)

где объёмный КПД насоса, ;

м3/с.

6.2.3 Размеры шестерен определим из выражения

     (6.6)

где диаметр начальной окружности ведущей шестерни,

     (6.7)

где число зубьев,

модуль зацепления,

м.

частота вращения шестерни,

высота зуба,

     (6.8)

длина зуба,

    (6.9)

м.

6.2.4 Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса

    (6.10)

где рабочее давление масла в системе, МПа

механический КПД насоса,

кВт.


7 Расчет жидкостной системы охлаждения

7.1 Количество охлаждающей жидкости циркулирующей в системе

7.1.1 Количество отводимой в охлаждающую жидкость теплоты

     (7.1)

кДж/с.

7.1.2 Количество циркулирующей в системе жидкости

    (7.2)

где плотность охлаждающей жидкости, кг/м3

теплоёмкость охлаждающей жидкости, кДж/кг·К.

разность температур охлаждающей жидкости на выходе из двигателя и входе в него,

количество отводимой в охлаждающую жидкость теплоты,

м3/с.

7.2 Подача водяного насоса и мощность, затрачиваемая на его привод

7.2.1 Расчетная подача водяного насоса

     (7.3)

гдекоэффициент подачи насоса,

м3/с.

7.2.2 Мощность, затрачиваемая на привод насоса

     (7.4)

гденапор, создаваемый насосом, МПа

механический КПД насоса,

кВт.

7.3 Расчет вентилятора

7.3.1 Количество воздуха проходящего через вентилятор

    (7.5)

гдеплотность воздуха при его средней температуре,

     (7.6)

гдедавление окружающей среды, Н/м2

газовая постоянная воздуха,

средняя температура воздуха в радиаторе,

- перепад температуры воздуха на входе и на выходе из радиатора.

кг/м3.

теплоёмкость воздуха,

м3/с.

7.3.2 Диаметр лопастей вентилятора

    (7.7)

гдескорость воздуха в вентиляторе,

м.

7.3.3 Частота вращения вала вентилятора

     (7.8)

гдеокружная скорость конца лопатки рабочего колеса вентилятора, м/с

мин-1.

7.3.4 Мощность, потребляемая на привод вентилятора

     (7.9)

гдесопротивление воздушного тракта, Па

КПД вентилятора,

кВт.

7.3.5 Мощность по индикаторной диаграмме

    (7.10)

кВт


8. Расчет воздушной системы охлаждения

8.1. Определение количества охлаждающего воздуха, подаваемого вентилятором

8.1.1. Количество отводимой воздухом теплоты определяется по зависимостям, кДж/с

кДж/с.    (8.1)

8.1.2. Определяется площадь поверхности оребрения цилиндра с головкой, см2

1.Для бензиновых двигателей

   (8.2)

см2.

2. Для головки цилиндра

(8.3)

см2

3. Для цилиндра

    (8.4)

см2

Эти данные справедливы при W6.Cp=80 м/с - средней скорости воздуха в межреберном пространстве.

8.1.2. Температура у основания ребер цилиндров

toц= 130°С- для алюминиевых ребер,

toг= 150°С- для чугунных ребер.

8.1.3. Выбираются геометрические размеры ребер

а)  для цилиндра t=(5...70) мм - шаг ребер;

S=(0,5...2,5) мм - толщина ребра;

l=(3,5...4,5) мм - расстояние между внутренними поверхностями ребер;

L=(15...25) мм - высота ребер;

L'=(1.5...2.0)1 - высота ребер, мм;

б)  для головки цилиндра t, S, l - примерно такие же, как и для цилиндра.

8.1.4. Количество охлаждающего воздуха, подаваемого вентилятором, м3

.    (8.5)

где Qохл - количество теплоты, отводимое воздухом, кДж/с

ρв-плотность воздуха, ρв.=1,15 kf/mj

Cв - удельная теплоемкость воздуха, Св=1 кДж/(кгК); 1в.вых-температура на выходе из системы охлаждения, tв.вых=75°С;

tв.вх - температура воздуха, подаваемого вентилятором в систему, tв.вх=35°С.

м3/с.

8.2.3. Мощность, потребляемая на привод вентилятора, кВт

,     (8.8)

где ртр - сопротивление воздушного тракта (межреберного пространства), ртр=(700...1200) Па;

ηвент=0,3...0,4- для осевых клапанных вентиляторов, ηвент -0,6...0,7.

.

Обычно Nвент= (0.08.-.0.15)Nв.ном, кВт.


9 Анализ проектируемого двигателя

Данную марку машины, на которой устанавливался двигатель «змз-24» модернизировали и выпускают более новые модели.

Для 1968 года данный двигатель ни сколько не уступал иностранным двигателям по мощности притом, что был  небольшим объемом.

Особенностью двигателя являлось сравнительно малый ход поршня обусловил его малую среднюю скорость, вследствие чего путь поршня на 1 км пробега автомобиля также мал. Это обеспечило малый износ цилиндропоршневой группы и высокую долговечность узла.


Заключение

В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры цикла двигателя, по результатам расчетов бала построена индикаторная диаграмма тепловых характеристик.

Расчеты динамических показателей дали размеры поршня, в частности его диаметр и ход, радиус кривошипа.


Список использованных источников

  1. Пермяков В.В.  « Рабочие процессы основы расчета автомобильных двигателей.» Уч. пособие.- Владивосток :Издательство ВГУЭС 2010г.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

14820. Жеке тұлғаның бейімділіктерін психодиагностикалық зерттеу тәсілдері 63 KB
  Жеке тұлғаның бейімділіктерін психодиагностикалық зерттеу тәсілдері Жеке тұлғаны психофизиологиялық тұрғыдан зерттеу оның психикалық және ақылой сапаларын болашақ мамандықтарына бейімділігін анықтап беруге және олардың жекелеген бөліктерін жетілдіру туралы ұс...
14821. Темперамент жөнінде түсінік 50.5 KB
  Темперамент жөнінде түсінік. Темперамент 25 ғасырдан бері ғылыми ойды қызықтырған мәселелердің бірі. Оған деген қызығушылықтың төркіні – адамдар бойында болатын дара өзгешеліктер. Әр адамның баланың жан дүниесі өз алдына бір болмыс. Оның қайталанбастығы бір жағына...
14822. Тəрбие əдістері 111.5 KB
  Тəрбие əдістері Жоспары 1. Тəрбие əдістері мен тəсілдері жөнінде түсінік 2. Сана қалыптастыру əдістері 3. Ісəрекет ұйымдастыру əдістері 4. Ынталандыру əдістері 5. Педагогикалық қолдау оның мəні жəне ұйымдастыру жолдары 6. Тәрбие әдістерін таңдау 1. Тəрб
14823. Тəрбие процесінің мазмұны 74 KB
  Тəрбие процесінің мазмұны Жоспары 1. Жалпы адамзаттық құндылықтар мен құндылықты бағытбағдарлар 2. Тұлғаның базалық мəдениетін қалыптастыру 3. Бала құқықтары жөніндегі халықаралық құжаттар идеяларының тəрбие мазмұнында ескерілуі 7.1. Жалпы адамзаттық құнд...
14824. Тəрбие құрал-жабдықтары мен формалары 47.5 KB
  Тəрбие құралжабдықтары мен формалары Жоспары 1. Тəрбие құралжабдықтары жəне формалары түсінігі 2. Тəрбиенің негізгі формаларына сипаттама 3. Тəрбие формалары мен құралжабдықтарын таңдау 1.Тəрбие құралжабдықтары жəне формалары түсінігі Тəрбие құралжа
14825. Тəрбие мəн-мағынасы 54.5 KB
  Тəрбие мəнмағынасы Жоспары 1. Тəрбие міндеттері мен қызметтері. 2. Тəрбие процесінің ерекшеліктері. 3. Тұлғаның өзіндік тəрбиесі мен қайта тəрбиесі. 5.1. Тəрбие міндеттері мен қызметтері Тəрбие педагогикада бірнеше қырларымен танылған: – əлеуметтік мағынад
14826. Тұлға қалыптастырудың халықтық тәжірибесі 49 KB
  Тұлға қалыптастырудың халықтық тәжірибесі Халықтық педагогикалық көзқарастарын жұзеге асыру жұмысын мақсатқа сай қамтамасыз ету мен тәрбие дәстүрлерін бекіту оларды нақгылау толықтыру жөне жетілдіруге көмегін тигізген жеке сынақ әдісі ел арасына кеңінен мәлім б
14827. Ұлттық ойындар мен өнердiң тәрбиелік сипаты 72 KB
  Ұлттық ойындар мен өнердiң тәрбиелік сипаты 1. Ұлттық ойындардың тәрбиелік маңызы. 2. Ұлттық ойынсауық түрлері туралы. 3. Әдетғұрып ойындары арнаулы жырмен айтыспен басталуы. Ойнамайтын бала жоқ. Ойынға қызықпайтын адам жоқ. Көңiл көтермейтiн адам сауық құрмайты...
14828. Ұлттық салт-дәстүрлерді насихаттаудың тәрбиелік мәні 85 KB
  Ұлттық салтдәстүрлерді насихаттаудың тәрбиелік мәні. 1. Отбасы тәрбиесi ұл мен қыз тәрбиесiнiң ерекшелiктерi жастарды жұбайлық өмiрге даярлау. 2. Отбасы тәрбиесiнiң 8 түрi. 3. Қазақстандықтардың ұлттық салтдәстүрлерiн марапаттаудың әлеуметтiк мәнi Қазақ халқы ұл тә