Расчет двигателя ВАЗ-21126 мощностью N = 76 кВт. Часть 2

1 2

---

Кинематический и динамический анализ кривошипно-шатунного механизма

 Расчёт и построение кривой перемещения поршня

Перемещение поршня строим графически по методу Брикса. При ходе поршня S = 77 мм, λ = 0,284 и μs = 0,5 мм/мм поправка Брикса 00’ равна: 00’=(S∙λ)/(4∙M_s )=(77∙0,284)/(4∙0,5)=10,93 Рисунок 1 – Построение кривой перемещения поршня

Расчёт и построение кривой скорости поршня

По заданию n = 5500 мин-1, из теплового расчёта S = 77 мм = 0,077 м. В этом случае: ω=0,104∙5700=592,8 c^(-1) R=S/2=0,077/2=0,0385 м ωR=592,8∙0,0385=22,83 м/с Таблица 2 – Результаты расчёта скорости поршня Рисунок 2 – Зависимость скорости поршня от его перемещения

 Расчёт и построение кривой удельных сил инерции

Массы прототипа, совершающие возвратно-поступательное движение: m_jпр=m_п+m_шп=0,79+0,53=1,32 кг Диаметр цилиндра прототипа 83 мм. Находим площадь поршня прототипа: F_(п.пр)=0,785∙D_(п.р)^2=0,785∙〖83〗^2=5407,86 Из расчета имеем диаметр цилиндра проектируемого двигателя: 83 мм. Находим площадь поршня проектируемого двигателя: F_(п.р)=0,785∙D_(п.р)^2=0,785∙〖83〗^2=5407,86 Подсчитываем отношение площади поршня проектируемого двигателя к площади поршня прототипа: К^’=F_(п.р)/F_(п.пр) =5407,86/5407,86=1 Подсчитываем подвижные массы проектируемого двигателя: m_jр=m_jпр∙К^’=1,32∙1=1,32 кг Определяем значения постоянного коэффициента К: К=(m_jр∙ω^2∙R)/F_р =(1,32∙〖572〗^2∙38,5∙〖10〗^(-3))/5407,86=3,07 Таблица 3 – Результаты расчёта удельных сил инерции

Расчёт и построение суммарной кривой давления газов и удельных сил инерции

Суммирование производится графически. Форма кривой приведена на рис. 4.

• Расчёт и построение кривой крутящего момента одного цилиндра

Определяем значение постоянного коэффициента К. Таблица 4 – Результаты расчёта крутящего момента одного цилиндра

Расчёт и построение кривой крутящего момента двигателя в целом

Таблица 5 – Результаты расчёта суммарного крутящего момента двигателя Суммируем значение ординат крутящих моментов в каждой строчке и записываем результат в крайний правый столбец табл. 12. На его основе строим кривую (рис. 7). Рисунок 7 – Кривые крутящего момента двигателя в целом (суммарного крутящего момента) Величина среднего крутящего момента двигателя равна: М_(к.ср)=(0-147,7-177+19,9+226,8+161,1)/6=13,85 мм Величина среднего крутящего момента: М_(к.ср)=М_(к.ср)∙μ_Мкр=13,85∙5=69,3 Н м

Уравновешивание двигателя

Коленчатый вал однорядного четырехцилиндрового четырехтактного двигателя имеет колена, расположенные под углом 180°. Вал уравновешен, т.е. KR = 0 и MR = 0 . Силы инерции первого порядка для первого и четвертого цилиндров PjI = C cosφ, А для второго и третьего цилиндров PjI = C cos (180 + φ) = — C cosφ. Следовательно, равнодействующая ΣPjI = 0 . Благодаря симметричному расположению этих сил относительно середины вала и момент MjI = 0. Силы инерции второго порядка для первого и четвертого цилиндров PjII = λC cos 2φ, А для второго и третьего цилиндров: P jII = λC cos 2( 180 + φ ) = λC cos 2 φ. Следовательно, все эти силы равны и всегда направлены одинаково. Их равнодействующая: Σ PjII = 4λC cos2φ. Момент сил инерции второго порядка MjII = 0.

Расчет деталей двигателя

 Расчет максимальных величин сил, действующих на детали кривошипно-шатунного механизма

Сила давления газов на поршень, МН: Pl=(P_z-0,1)∙0,785∙D^2 Постоянная для данной частоты вращения n: К=0,011∙n^2∙0,5∙S∙(1+λ)∙〖10〗^(-6) Сила инерции, разрывающая поршень по канавке под маслосъемное кольцо, МН: P2=0,45∙m_n∙K Нормальная сила, действующая на поршень, МН: P3=(0,08+0,78∙(λ-0,222))∙Pl Сила, действующая на поршневой палец: P4=Pl-m_n∙K Сила, разрывающая верхнюю (поршневую) головку шатуна: P5=-(m_n+0,075∙m_ш )∙K Сида сжатия шатуна в месте перехода его поршневой головки в стержень, МН: P6=Pl-m_n∙K Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс, МН: Kl=(m_n+m_1 )∙K Uде: m1 – масса шатуна, отнесенная к его поршневой головке. Сила, сжимающая среднее сечение стержня шатуна, МН Сила, сжимающая среднее сечение стержня шатуна, МН: P7=Pl-K_1 Сила, растягивающая среднее сечение стержня шатуна, P8=0,16∙D^2-K_1 Сила инерции, действующая на шатунный болт, МН P9=K_1+0,5∙m_ш∙(0,1∙n)^2∙0,5∙S∙〖10〗^(-6) Максимальная нагрузка на шатунный болт, МН Rl=2,75∙P9/i_б где i- число шатунных болтов. Максимальная нагрузка на шатунный болт, МН: R2=3,0∙P9/i_б Таблица 6 – Результаты расчета сил Расчет шатуна

 Расчет поршневой головки шатуна

Предусмотрено предварительное определение размеров головки как — внутренний диаметр головки равен наружному диаметру втулки, т.е. D_в=d+2∙δ где d – наружный диаметр поршневого пальца; δ – толщина бронзовой втулки. наружный диаметр головки: D_н=(P5+[σ]∙l_гш∙D_в)/([σ]∙l_гш ) где lгш – длина верхней головки шатуна; [σ] – 40…50 МПа – допустимое напряжение разрыва головки, P5 – максимальное усилие разрыва головки. Рассчитывается сечение поршневой головки на выносливость по запасу прочности, который должен быть в пределах 2,5…5,0. Максимальное напряжение цикла, МПа: σ_max=P5/((D_н-D_в )∙l_гш ) Минимальное напряжение цикла, МПа: σ_min=0 Среднее напряжение цикла, МПа: σ_m=(σ_max-σ_min)/2=0,5∙σ_max Амплитуда цикла, МПа: σ_а=σ_m=0,5∙σ_max Отношение: В=σ_(-1)/σ_т где σ_(-1) – предел усталости при растяжении – сжатии; σ_т – предел текучести. Отношение Вl=(B-α_σ)/((1-B) ) Эффективный коэффициент концентрации: А5=1,2+1,8∙〖10〗^(-4)∙(σ_в-400) где σ_в – предел прочности материала (см. исходные данные). Амплитуда цикла с учетом концентрации напряжений, размеров детали и качества поверхностей, МПа: σ_ак=(σ_a∙A5)/(ε_м∙ε_n ) Отношение: В2=σ_aк/σ_m Определяется запас прочности n1 сечения I-I: Если В2 > В1, то n_1=σ_(-1)/(σ_aк+σ_σ∙σ_a ) Иначе n_1=σ_N/(σ_aк+σ_m ) Если запас прочности n1 < 2,5, то принимается: D_н=D_н+0,2∙〖10〗^(-3),м если запас прочности n1 > 5, то принимается D_н=D_н-0,2∙〖10〗^(-3),м Определяется запас прочности сечения А-А. Принимают максимальный натяг бронзовой втулки (по посадке) Δ среднюю температуру подогрева головки и втулки ΔТ = (100…200)К. Рассчитываются: Температурный натяг ∆_t=D_в∙(α_в-α_т )∙∆T Где α_в=1,8∙〖10〗^(-5),1/К – термический коэффициент расширения бронзовой втулки, α_т=1∙〖10〗^(-5),1/К – термический коэффициент стальной головки. Суммарный натяг ∆_∑=∆+∆_t Удельное давление, МПа, от суммарного натяга в месте контакта втулки с головкой шатуна. P=∆_∑/(D_в∙(((D_н^2+D_в^2 )∙(D_н^2-D_в^2 )+μ)/Е_ш +((D_н^2+d^2 )∙(D_н^2-d^2 )-μ)/Е_в ) ) где = μ=0,3 – коэффициент Пуассона; Еш = 2,2⋅105, МПа – модуль упругости стали шатуна, Ев = 1,15⋅105, МПа – модуль упругости бронзовой втулки. Напряжения от запрессовки втулки по формулам Ляме — на внешней поверхности головки: σ_нар=P∙(2∙D_в^2)/(D_н^2-D_в^2 ) — на внутренней поверхности головки: σ_вн=P∙(D_н^2+D_в^2)/(D_н^2-D_в^2 ) Нормальная сила в сечении 0-0 N_0=P5∙(0,572-0,0008∙φ_ш ) где Rcp = 0,25⋅(Dн + Dв) – средний радиус головки; Нормальная сила в сечении А-А от растягивающей силы Р5: N_φш=N_0∙cosφ_ш-0,5∙P5∙(sinφ_ш-cosφ_ш ) Изгибающий момент в сечении А-А от растягивающей силы Р5: М_0=N_0∙R_ср∙(1-cosφ_ш )+0,5∙P5∙R_ср∙(sinφ_ш-cosφ_ш ) Напряжение от растягивающей силы Р5 на внешнем волокне сечения А-А: σ_аi=(2∙Мφ_ш∙(6∙R_ср+h_г)/(h_г∙(2∙R_ср+h_г ) )+К∙N_(φ_ш ) )∙1/(l_гш 〖∙h〗_г ) где h_г=0,5∙(D_н-D_в ) – толщина стенки головки К=(E_ш∙F_г)/(E_ш∙F_г+E_в∙F_d ) F_г=(D_н-D_в )∙l_гш F_в=(D_в-d)∙l_гш Нормальная сила в сечении А-А от сжимающей силы Р6: Nc_(φ_ш )=P6∙(N_сжо/P_сж +((sinφ_ш)/2-φ_ш/π∙sinφ_ш-1/π∙cosφ_ш )) Изгибающий момент в сечении А-А от сжимающей силы Р6: Напряжение на внешнем волокне сечения А-А от сжимающей силы Р6: Максимальное напряжение цикла: Минимальное напряжение цикла: Среднее напряжение цикла: Амплитуда напряжений цикла Амплитуда напряжений цикла с учетом концентрации напряжений, размеров детали и качества поверхности: Считаются: Где σ_1u – предел усталости при изгибе, МПа. где α_в – коэффициент приведения к симметричному циклу при изгибе. Если В5 < В4, то запас прочности в сечении А-А: иначе и должен быть в пределах 2,5…5,0. Если запас прочности выходит за эти пределы, поступают аналогично расчету сечения I-I. Результаты расчета представлены в таблице 7. Таблица 7 – Результаты расчета поршневой головки шатуна

Расчет стержня шатуна и его кривошипной головки

Площадь минимального сечения При этом высота двутавра определяется как: Ширина двутавра В=0,9 Н. Толщина элементов двутавра h = 0,2 Н. После определения размеров двутавра среднее сечение стержня проверяетс по запасу прочности, который должен быть не менее 1,5. диаметр шатунной шейки dшш = (0,56…0,75)⋅D, — толщина стенки вкладыша tв = (0,03…0,05)⋅dшш , — расстояние между болтами Сб = (1,30…1,75)⋅dшш , — длина кривошипной головки lk =(0,45…0,95)⋅dшш. Считаются: — внутренний радиус кривошипной головки R1 = 0,5⋅(dшш 2⋅tв ), — расчетная суммарная площадь крышки и вкладыша — расчетный момент инерции вкладыша: — расчетный момент инерции крышки: — расчетный момент сопротивления крышки без учета ребер жесткости: Для среднего сечения стержня принимается высота двутавра: Максимальное напряжение сжатия — в плоскости качания шатуна: Где σ_в – предел прочности материала, МПа; L – длина шатуна, м; Момент инерции шатуна в среднем сечении относительно оси, перпендикулярной плоскости качения, м4: — в перпендикулярной плоскости Длина стержня шатуна между головками, м: Момент инерции среднего сечения шатуна относительно оси, лежащей в плоскости качания шатуна, м4: Минимальные напряжения растяжения для обеих плоскостей: Запас прочности стержня шатуна в плоскости качания nx и в перпендикулярной плоскости nу определяются аналогично, как это приведено выше (расчет поршневой головки в сечении 1-1 на растяжение – сжатие). Результаты расчета представлены в таблице 8. Таблица 8 – Результаты расчета стержня и кривошипной головки шатуна

 Сравнительная оценка разработанного и базового двигателей

Таблица 9 – Сравниваемые показатели двигателей

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсовой работы закреплены теоретические и приоб- ретены практические знания по проектированию автомобильных двигателей. В результате выполненной работы получили расчет рабочего процесса двигателя, теплового баланса, кинематический и динамический анализ кривошипно- шатунного механизма, расчёт деталей поршневой и шатунной групп на проч- ность.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Филин, А.Н. Автомобильные двигатели. Курсовое и дипломное проекти- рование: учеб. пособие [Текст] / А.Н. Филин, Ю.М. Крохотин; Федераль- ное агентство по образованию, ГОУ ВПО «ВГЛТА». – Воронеж, 2005. – 156 с. 2. Крохотин, Ю.М. Автомобильные двигатели [Текст]: методич. указания к выполнению курсового проекта для студентов дневного и заоч. обучения / Ю.М. Крохотин; Фед. агентство по образованию, ГОУ ВПО «ВГЛТА».– Воронеж, 2009. – 53 с. 3. Колчин, А.И. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей [Текст]: учеб. пособие для вузов. / А.И. Колчин, В.П. Демидов. – 3-е изд., перераб. и доп. – М. : Высш. шк., 2002. – 496 с. 4. Двигатели внутреннего сгорания: [в 3 кн.]: Учебник для студ. вузов. / Под ред. В.Н. Луканина. – М.: Высш. шк., 1995 — [кн.1]: Теория рабочих про- цессов – 369 с.

---

1 2