- •1 Вступ
- •Опис конструкції двигуна-прототипу та коротка технічна
- •Аналіз показників двигуна-прототипу
- •2.3 Екологічна оцінка двигунів внутрішнього згоряння
- •3.1.1 Параметри процесу наповнення
- •3.1.4 Параметри процесу розширення
- •Ступінь попереднього розширення:
- •3.1.5 Індикаторні показники
- •3.2 Компановка кривошипно – шатуннго механізму
- •3.2.4 Розрахунок до побудови діаграми питомих сумарних сил Визначаємо ординати діаграми питомих підсумкових сил, мПа:
- •3.2.5 Розрахунок до побудови діаграми питомих тангенціальних сил Ординати діаграми визначаються за формулою, мПа:
- •4.3 Розрахунок шатунної групи
- •4.4 Вибір матеріалу та обґрунтування вибору матеріалу
- •5. Висновок до курсового проекту
3.2.5 Розрахунок до побудови діаграми питомих тангенціальних сил Ординати діаграми визначаються за формулою, мПа:
(3.68)
Таблиця 3.8 – Ординат діаграми тангенціальних сил
|
Рс , мм |
sin(/cos |
Т , МПа |
Т , мм |
0 |
-34,76 |
0 |
0 |
0 |
30 |
-27,8 |
0,613 |
-0,852 |
-17,04 |
60 |
-11,62 |
0,981 |
-0,57 |
-11,40 |
90 |
4,76 |
1 |
0,238 |
4,76 |
120 |
14,2 |
0,751 |
0,533 |
10,66 |
150 |
17,13 |
0,387 |
0,331 |
6,63 |
180 |
17,24 |
0 |
0 |
0 |
210 |
21,13 |
-0,387 |
-0,408 |
-8,17 |
240 |
18,2 |
-0,751 |
-0,683 |
-13,66 |
270 |
9,76 |
-1 |
-0,488 |
-9,76 |
300 |
-5,62 |
-0,981 |
0,275 |
5,51 |
330 |
-9,8 |
-0,613 |
0,3 |
6 |
360 |
95,24 |
0 |
0 |
0 |
390 |
38,2 |
0,613 |
1,170 |
23,41 |
420 |
28,38 |
0,981 |
1,392 |
27,84 |
450 |
26,76 |
1 |
1,338 |
26,76 |
480 |
27,2 |
0,751 |
1,021 |
20,42 |
510 |
27,13 |
0,387 |
0,525 |
10,50 |
540 |
23,24 |
0 |
0 |
0 |
570 |
21,13 |
-0,387 |
-0,408 |
-8,17 |
600 |
18,2 |
-0,751 |
-0,683 |
-15,66 |
630 |
8,76 |
-1 |
-0,438 |
-8,76 |
660 |
-7,62 |
-0,981 |
0,373 |
7,47 |
690 |
-23,8 |
-0,613 |
0,729 |
14,59 |
720 |
-30,76 |
0 |
0 |
0 |
4 Розрахунок деталей і складальних одиниць
4.1 Характеристика складальної одиниці або деталі
Описати призначення, будову, принцип роботи та характеристику складальної одиниці або деталі
4.2 Розрахунок поршня
Розрахунок основних конструктивних співвідношень розмірів елементів поршня згідно рисунку 4.1
Рисунок 4.1 – Схема поршня
Товщина днища поршня, мм:
, (4.1)
де D – діаметр циліндру
Висота поршня, мм:
, (4.2)
Висота жарового поясу, мм:
, (4.3)
Товщина першої кільцевої перемички, мм:
(4.4)
Висота верхньої частини поршня, мм:
, (4.5)
Висота юбки поршня, мм:
, (4.6)
Внутрішній діаметр поршня, мм:
(4.7)
Товщина стінки головки поршня, мм:
, (4.8)
Товщина стінки юбки поршня, мм
Приймаємо
Радіальна товщина кільця, мм:
-
компресійного
, (4.9)
-
оливоз’ємного
, (4.10)
Радіальний зазор кільця в канавці поршня. мм:
компресійного t = 0,70…0,95 t = 0,9
оливоз’ємного t = 0,9…1,1 t = 1
Висота кільця, мм:
а = 1,5…4 мм
Приймаємо а = 3
Різниця між величинами зазорів замка кільця в вільному і робочому стані, мм:
, (4.11)
Кількість оливоз’ємних отворів, nм
nм = 6…12.
Приймаємо nм = 10
Діаметр масляного каналу, мм:
, (4.12)
Діаметр бобики, мм:
(4.13)
Відстань між торцями бобишок, мм:
, (4.14)
Зовнішній діаметр поршневого пальця, мм:
(4.15)
Внутрішній діаметр поршневого пальця, мм:
(4.16)
Довжина пальця, мм:
- закріпленого
(4.17)
- плаваючого
(4.18)
Довжина головки шатуна, мм:
- при закріпленому пальці
(4.19)
- при плаваючому пальці
(4.20)
Розрахунок поршня на міцність
Вихідні дані: матеріал поршня Алюміньовий сплав; площа поршня Ап = 4534см2 ; найбільша нормальна сила Nмах = 0,1•Ап•Рz = 3010,5 МН при = 390 ; частота обертання nх.х. = 5885 хв-1, маса поршневої групи mп = 1,84 кг, = 0,26, коефіцієнт лінійного розширення чавуну п = 22 10-6 1/К
Напруження стиснення у перетині Х – Х поршня, МПа:
(4.21)
де Рzmax - максимальна стискаюча сила, МН
Fx-x – напруження стиснення в перерізі х – х
, (4.22)
Для розрахунку напруження стиску (δст) у перетині Х—Х, ослаблені дренажними масляними канавками, визначаємо
Діаметр поршня по дну канавок під поршневі кільця, мм2:
, (4.23)
Площа повздовжнього діаметрального перерізу масляного каналу оливоз’ємного кільця, мм
, (4.24)
Площа перерізу Х—Х, м2
, (4.25)
Для поршнів з алюмінієвих сплавів ст [ ст ] = 30…40 МПа.
Для визначення напруження розриву (δР) в перерізі Х–Х від дії сили інерції поступально рухомих мас в режимі максимальної частоти обертання холостого ходу nx.x=5885хв-1 визначаємо силу інерції Рj. Масу головки поршня з кільцями, що розташовані вище перерізу Х–Х, приймаємо: тх-х=0,5тn=0,92 кг.
Максимальна кутова швидкість холостого ходу двигуна, рад/с:
, (4.26)
Сила інерції зворотно – поступальних рухомих мас, МН:
, (4.27)
Напруження розриву у перерізі Х-Х, МПа:
, (4.28)
Допустиме значення діаметрального зазору у холостому стані між стінкою циліндра і головкою поршня, мм
, (4.29)
Допустиме значення діаметрального зазору у холостому стані між стінкою циліндра і юбкою поршня, мм
, (4.30)
Діаметр головки поршня у холодному стані, мм
, (4.31)
Діаметр юбки поршня у холодному стані, мм
, (4.31)
Для визначення діаметральних зазорів у гарячому стані між стінкою циліндра і головкою поршня та між стінкою циліндра і юбкою поршня приймаємо наступне значення температури деталей: температура циліндра Тц = 388 К, температуру головки поршня Тг = 593
К, температуру юбки поршня Тю = 413 К, початкову температуру циліндра і поршня То = 293 К. Значення температур для двигунів з повітряним охолодженням приймаємо відповідно /5/ с. 262
Діаметральний зазор в гарячому стані між стінкою циліндра та головкою поршня, мм
, (4.32)
Діаметральний зазор в гарячому стані між стінкою циліндра і юбкою поршня, мм
, (4.33)