Расчет стержня шатуна.

Из динамического расчёта имеем:

при φ = 370⁰

при φ = 0⁰

L_ш = 136, 8 мм

По таблице 55 [4] принимаем (рис.7 р.п.з.):

h_ш = 23 мм b_ш = 16 мм a_ш = 3, 2 мм t_ш = 3, 4 мм

Характеристики прочности материала шатуна - сталь 45Г2.

Площадь и моменты инерции расчётного сечения В-В:

Максимальное напряжение от сжимаемой силы:

в плоскости качания шатуна

где

σ _е = σ _в = 800 МПа;

в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

где

Минимальное напряжение от растягивающей силы

Средние напряжения и амплитуды цикла:

где k_σ =1, 2 + (σ _в - 400) = 1, 2 + (800-400) = 1, 272

ε _м = 0, 88 – определяется по табл. 48 [4] (максимальный размер сечения стержня шатуна 23 мм)

ε _п = 1, 3 – определяется по табл. 49 [4] с учётом поверхностного упрочнения стержня шатуна обдувкой дробью.

так как > и >

то запас прочности в сечении В-В определяются по пределу усталости:

6.7 Расчёт шатунного болта.

Принимаем:

- номинальный диаметр болта d = 11 мм;

- шаг резьбы t = 1 мм;

- количество болтов i_σ = 2;

Материал – сталь 40 Х.

По таблице 43 и 44 [4] для легированной стали 40 Х определяем:

пределы прочности σ _в = 980 МПа; текучести σ _Т = 800 МПа;

усталость при растяжении-сжатии σ _-1р = 300 МПа;

коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии α _σ = 0, 17

; .

Сила предварительной затяжки

Суммарная сила, растягивающая болт:

где χ = 0, 2

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте:

где

среднее напряжение и амплитуды цикла

где k_σ =1 + (α _kσ -1)= 1 + (4-1) = 3, 43

α _kσ = 4 - определяется по табл. 47 [4];

g = 0, 81 – определяется по рис. 95 [4] при σ _в = 980 МПа и α _kσ = 4;

ε _м = 0, 99 – определяется по табл. 48 [4] при d =11 мм;

ε _п = 0, 82 – определяется по табл. 49 [4].

так как <

то запас прочности болта определяется по пределу текучести:

6.8 Расчёт коленчатого вала двигателя.

На основании данных динамического расчёта имеем:

коленчатый вал полноопорный (рис.4 р.п.з.) с симметричными коленами, но с асимметричным расположением противовесов (рис.8 р.п.з.);

сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки, Р_пр =13, 09 кН;

реакция на левой опоре от противовеса ;

центробежная сила инерции вращающихся масс K_R = -15, 91 кН;

радиус кривошипа R = 45, 5 мм.

С учётом соотношений и анализа существующих двигателей принимаем следующие основные размеры колена вала (рис.8 р.п.з.):

1) коренная шейка – наружный диаметр d_кш = 50 мм, длина L_кш = 28 мм;

2) шатунная шейка – наружный диаметр d_шш = 48 мм, длина L_шш = 28 мм;

3) расчётное сечение А-А щеки: ширина b = 76 мм, толщина h = 18 мм.

Материал вала – чугун ВЧ 40-10.

Рис.8 Расчётные схемы коленчатого вала.

По таблице 46 [4] и соотношениям определяем:

1) условные пределы прочности σ _в = 400 МПа и текучести σ _Т = 300 МПа и

τ _Т = 160 МПа;

2) пределы усталости (выносливости):

при изгибе σ _-1 = 150 МПа;

растяжении-сжатии σ _-1р = 120 МПа;

кручении σ _-1р = 115 МПа;

3) коэффициенты приведения цикла:

при изгибе α _σ = 0, 4;

кручении α _τ = 0, 6.

Определяем:

при изгибе

при кручении

Удельное давление на поверхности шатунных шеек

где R_ш.ш.ср = 11100 Н и R_{ш.ш. max} = 18451 Н - соответственно средняя и максимальная нагрузки на шатунную шейку.

- рабочая ширина шатунного вкладыша;

r_гал – радиус галтели принят равным 3 мм;

коренных шеек:

где - средняя нагрузка на 3 ^ю коренную шейку, которая является наибольшей.

- максимальная нагрузка на 2 ^ю коренную шейку, которая является наибольшей.

- рабочая ширина коренного вкладыша.

Расчёт коренной шейки.

Набегающие моменты, скручивающие коренные шейки, рассчитаны графическим способом (рис. 105 [4])

Значения М_кр.ц1 взяты из таб. 4 р.п.з., а М_кр.цi - с учётом порядка работы двигателя

1 – 3 – 4 – 2

Момент сопротивления коренной шейки кручению

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла для наиболее нагруженной 4 ^й коренной шейки, на которую воздействует крутящий момент, имеющий наибольший размах Δ М_{к.ш. max}:

Среднее напряжение и амплитуды напряжений

где k = [1 + (α _kτ -1)] = [1 + (3 - 1)] = 1, 1 – коэффициент концентрации напряжений

g = 0, 4 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений

α _kτ = 3 – теоретический коэффициент концентрации напряжений, определяется по таблице 47 [4] с учётом наличия в шейке масляного отверстия;

ε _мτ = 0, 72 – масштабный коэффициент, определяется по табл. 48 [4] при d_к.ш. = 50 мм;

ε _пτ = 0, 82 – коэффициент поверхностной чувствительности,

определяется по табл. 49 [4].

так как > то запас прочности коренной шейки определяется по пределу усталости:

7. Расчёт элементов системы смазки.

Масляная система обеспечивает смазку деталей двигателя с целью уменьшения трения, предотвращения коррозии, удаления продуктов износа и частичное охлаждение его отдельных узлов. На данном автомобиле применяется комбинированная система смазки. Одним из основных элементов системы смазки является масляный насос.

Масляный насос служит для подачи масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя.

Расчёт масляного насоса.

Основные размеры шестерён масляного насоса.

Общее количество тепла, выделяемое топливом в течении 1с, определяется по данным теплового расчёта Q₀ = 221, 92 кДж/с

Количество тепла, отводимое маслом от двигателя:

Q_м = Q₀ = 221, 92 = 4, 67 кДж/с

Теплоёмкость масла С_м = 2, 094

Плотность масла ρ _м = 900 кг/м³

Температура нагрева масла в двигателе Δ Т_м = 10 К

Циркуляционный расход масла

Циркуляционный расход масла с учётом стабилизации давления масла в системе

Объёмный коэффициент подачи η _н = 0, 7

Расчётная производительность насоса

Модуль зацепления зуба m = 4, 5 мм = 0, 0045 м

Высота зуба h = 2 m = мм = 9 мм = 0, 009 м

Число зубьев шестерни z = 7

Диаметр начальной окружности шестерни D₀ = = = 31, 5 мм = 0, 0315 м

Диаметр внешней окружности шестерни

D = (z + 2) = (7 + 2) = 40, 5 мм = 0, 0405 м

Окружная скорость на внешнем диаметре шестерни u_н = 6, 36 м/с

Частота вращения шестерни (насоса)

Длина зуба шестерни

Рабочее давление масла в системе Р = Па

Механический КПД масляного насоса η _м.н. = 0, 87

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

8. Расчёт системы элементов охлаждения.

Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода тепла от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы.

Бó льшая часть отводимого тепла воспринимается системой охлаждения, меньшая - системой смазки и непосредственно окружающей средой.

Расчёт системы жидкостного охлаждения сводится к определению основных размеров водяного насоса.

Расчёт жидкостного насоса двигателя.

По данным теплового баланса количество тепла, отводимого от двигателя охлаждающей жидкостью: Q_в = 60510 Дж/с

средняя теплоёмкость охлаждающей жидкости С_ж = 4187

средняя плотность охлаждающей жидкости ρ _ж = 1000 кг/м²

напор, создаваемый насосом, принимается Р_ж = 120000 Па

частота вращения насоса n_в.н. = 4600 об/мин

Циркуляционный расход охлаждающей жидкости в системе:

где Δ Т_ж = 9, 6 К – температурный перепад охлаждающей жидкости при принудительной циркуляции.

Расчётная производительность насоса:

где η = 0, 82 – коэффициент подачи насоса.

Радиус входного отверстия крыльчатки:

где С₁ = 1, 8 – скорость охлаждающей жидкости на входе в насос, м/с;

r₀ = 0, 01 – радиус ступицы крыльчатки, м.

Окружная скорость потока охлаждающей жидкости на выходе из насоса:

где угол α ₂ = 10⁰, а угол β ₂ = 45⁰; η _h = 0, 65 – гидравлический КПД насоса.

Радиус крыльчатки колеса на выходе

Окружная скорость входа потока

Угол между скоростями С₁ и u₁ принимается α ₁ =90⁰, при этом

откуда

Ширина лопатки на входе

где z = 4 – число лопаток на крыльчатке насоса

δ ₁ = 0, 003 – толщина лопаток у входа, м

Радиальная скорость потока на выходе из колеса

Ширина лопатки на выходе

δ ₂ = 0, 003 – толщина лопаток на выходе, м

Мощность потребляемая насосом:

где η _м = 0, 82 – механический КПД насоса.

Список используемой литературы.

1. «Автомобильные двигатели» Архангельский В.М., Вихерт М.М. М.: Машиностроение, 1977

1. «Двигатели внутреннего сгорания» Орлин А.С. М.: Машиностроение, 1986

1. «Детали машин» Дмитриев В.А. Л.: Судостроение, 1980

1. «Расчёт автомобильных и тракторных двигателей» Колчин А.И., Демидов В.И. М.: Высшая школа, 1980

1. «Методические указания к курсовому проектированию по автомобильным двигателям» Коломак М.Я. – УЛТИ, Екатеринбург, 1994

1. «Рекомендации по обслуживанию и ремонту автомобилей ВАЗ-2108» М.: Третий Рим, 2001