1.4. Визначення індикаторних показників, які характеризують робочий цикл
1.4.1. Середній індикаторний тиск циклу, МПа:
розрахунковий
=
{
λ
(ρ
–
1) +
[1
–
]
-
[1
-
]}
(22)
=
{1,8
(1,566–1)
+
[1
-
]-
[1-
]}
=
1.143
МПа
дійсний
=
φ
= 0,93
1.143
= 1.063
МПа (23)
де φ – коефіцієнт повноти індикаторної діаграми, для даного двигуна φ = 0.95.
1.4.2. Індикаторний коефіцієнт корисної дії (ККД)
=
=
0.525 (24)
1.4.3. Питома індикаторна витрата палива, кг/(кВт год):
=
=
=
0,156
кг/(кВт
год) (25)
1.5. Визначення ефективних показників, які характеризують робочий цикл
1.5.1. Середні ефективний тиск циклу, МПа:
=
-
= 1.063-0.237=
0,826МПа
(26)
де – середній тиск механічних втрат, який наближено визначається за формулою:
=
а
+ b
=0.105+0.012
11=0.237
МПа (27)
1.5.2. Коефіцієнт корисної дії (ККД):
- механічний
=
=
=
0.777 (28)
ефективний
=
= 0.777
0.525=0.408
(29)
1.5.3. Питома витрата палива на одиницю ефективної потужності в одиницю часу, кг/(кВт год):
=
=
0,201
кг/(кВт
год)
(30)
1.5.4. Потужність двигуна, віднесена до 1 л робочого об`єму, кВт/л:
=
=
=
30,98
кВт/л (31)
де
-
частота обертання колінчастого вала
двигуна,
;
-
тактність двигуна, для даного двигуна
= 4.
1.6. Визначення основних розмірів двигуна
Робочий об`єм
двигуна, л:
=
=
=
1,614 л (32)
одного циліндра,
:
=
=
= 403,487
(33)
де
- число
циліндрів.
Діаметр циліндра, мм:
D
=
10
=
10
=
84,549,
приймаємо 85
мм (34)
де - робочий об`єм одного циліндра двигуна, .
Хід поршня, мм:
S
=
D
(
)
= 85
0,85
= 64,6,
приймаємо
64
мм
(35)
Вибираємо відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна:
=
0,26
(36)
Визначаємо радіус кривошипа:
R = S/2 = 64/2 = 32мм (37)
Визначаємо довжину шатуна:
=
R/
= 32/0,26
= 123
мм (38)
2. Розрахунок на міцність деталей кривошипно-шатунного механізму
2.1. Розрахунок циліндра
Орієнтовні розміри основних деталей шатунно-кривошипного механізму та циліндро-поршневої групи (рис. 1, 2, 3) наведені в таблиці 3.1.
Таблиця 3.1
Найменування параметра |
Бензинові двигуни |
Товщина стінки циліндрів, δц, мм |
4 |
Висота поршня, Н, мм |
1D = 85 |
Висота жарового поясу, l, мм |
0,7D = 59 |
Мінімальна товщина днища поршня, δ |
0,09D = 8 |
Мінімальна товщина стінки головки поршня, Sп, мм |
8 |
Внутрішній діаметр днища поршня, D1 |
D - 2(Sп + t + Δt) = 59 |
Радіальна товщина кільця, t: компресійного кільця для знімання оливи |
0,043D = 4 0,04D = 3 |
Різниця між зазорами кільця у вільному і робочому стані, S0 |
3t = 11 |
Радіальний зазор кільця в канавці поршня Δt, мм: компресійного кільця для знімання оливи |
0,9 1,0 |
Число отворів у поршні для відведення оливи |
8 |
Діаметр отвору для відведення оливи, dол, мм |
2 |
Висота юбки поршня, hю, мм |
0,7D = 59 |
Висота першої перемички, hп, мм |
0,04D = 3,0 |
Відстань від верхньої кромки поршня до осі пальця, h1, мм |
0,5H = 42 |
Товщина стінки юбки поршня, δю, мм |
3 |
Зовнішній діаметр поршневого пальця, dп |
0,3D = 25 |
Внутрішній діаметр пальця, dв |
0,65dп = 16 |
Довжина пальця, lп |
0,88D = 74 |
Відстань між торцями бобишок, В |
0,3D = 25 |
Довжина верхньої головки шатуна, lш, мм |
0,45D = 38 |
Зовнішній діаметр верхньої головки шатуна, dг.з, мм |
1,5dп = 38 |
Внутрішній діаметр верхньої головки шатуна, dг.в, мм
|
1,2dп = 30 |
Розміри перерізу шатуна, мм: мінімальна висота hш min висота перерізу розташованого в центрі мас шатуна hш максимальна ширина двотаврового перерізу bш мінімальна ширина двотаврового перерізу aш товщина ребра двотавра tш, мм |
0,5dг.з = 19
1,3hш min = 25 0,55lш = 30 3 3 |
Діаметр шатунної шийки, dш.ш |
0,7D = 59 |
Ширина кришки, lк |
0,7dш.ш = 41 |
Товщина кришки, hк |
0,5lк = 21 |
Ширина шатунної шийки, lш.ш |
41 |
Товщина вкладиша, hв |
0,04dш.ш = 2 |
Ширина вкладиша, lв |
lк – 4 = 37 |
Відстань між шатунними болтами, lб |
1,5dш.ш = 88 |
Діаметр корінної шийки: зовнішній dк.ш внутрішній dвн.к.ш |
0,7D = 59 0,25dк.ш = 14 |
Розраховуємо
напруження і розтягування в стінці
гільзи в небезпечному перерізі шпильки
кріплення головки блока. Напруження в
стінці гільзи знаходимо з урахуванням
особливостей її конструкції.
знаходимо з урахуванням особливостей її конструкції.
=
=
=
68,21 МПа (39)
де
- максимальний
розрахунковий тиск газів у циліндрі,
= 7,258МПа;
-
діаметр циліндра,
= 0,085
м;
- товщина стінки циліндра, = 0,004 м.
=
=
=
0,00554
(40
)
Шпильки кріплення головки блока розраховуємо на розрив у небезпечному перерізі під дією сили,що виникає під час затягування гайок.
Сила поперечного затягування шпильок, МН:
=
1,33 ·
·
= 1,3 · 7,258 · 0,0066 = 0,056 МН (41)
де - максимальний тиск при згорянні, МПа;
- площа, обмежена кінцем прокладки довкола камери згоряння, :
Для даного двигуна = 2 · = 2 · 0,005= 0,0066 .
Сумарна розрахункова сила, що діє на шпильки, МН:
=
+
·
= 0,056 + 7,258 · 0,0066= 0,099 МН (42)
Сумарна сила, яка приходиться на одну шпильку, МН:
=
=
=
0,025 МН (43)
де z – число шпильок на одному циліндрі, в залежності від верхнього чи нижнього розташування клапанів. Для даного двигуна z = 4.
Напруження розтягу в шпильці, МПа:
=
=
=
219,65 МПа (44)
де
-
площа мінімального перерізу за внутрішнім
діаметром різьби:
=
.