Расчет привода и поршневого двигателя автомобиля

Расчет привода и поршневого двигателя автомобиля с ГОСТ и ЕСКД. Качество выполнения курсовой работы характеризует уровень усвоения дисциплины «Основы функционирования систем сервиса», что позволяет оценить готовность студента к самостоятельной работе по выполнению дипломного проекта и к практической деятельности на производстве как будущего специалиста по сервису (Специализация 23. 07. 12). 1. Приводы автомобиля Простейшая принципиальная схема привода автомобиля (рис. 1) включает в себя карбюраторный или дизельный многоцилиндровый четырехтактный двигатель с кривошипно-шатунным механизмом тронкового типа 1, маховик 2, фрикционную муфту сцепления 3, коробку перемены передач 4, главную передачу 5 заднего моста автомобиля, дифференциал 6 и полуоси 7. Кривошипно-шатунный механизм предназначен для преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. В головке блока размещены впускные и выпускные клапаны. Маховик 2 во время рабочего хода поршня накапливает запас энергии, за счет которой осуществляется нерабочий ход и повышается равномерность вращения коленчатого вала. Фрикционная муфта сцепления 3 обеспечивает присоединение или отсоединение трансмиссии (коробки перемены передач) и двигателя внутреннего сгорания. Коробка перемены передач 4 (КПП) – двухступенчатая и двухскоростная. Поршневые двигатели внутреннего сгорания являются тепловыми двигателями, у которых химическая энергия топлива преобразуется в механическую работу непосредственно в самом двигателе. Преобразование химической энергии в тепловую и тепловой – в энергию движения поршня (механическую) происходит практически одновременно, непосредственно в цилиндре двигателя. В результате сгорания рабочей смеси в цилиндрах двигателя образуются газообразные продукты с высоким давлением и температурой. Четырехтактными называют двигатели, у которых один рабочий цикл совершается за четыре хода (такта) поршня, соответствующих двум оборотам коленчатого вала. Схема работы четырехтактного двигателя без наддува представлена на рис. 2. Первый такт – впуск или всасывание горючей смеси – соответствует движению поршня вниз от В. М. Т. до Н. М. Т. За счет движения поршня создается разрежение (около 0,05 – 0,1 н/см2 ) и горючая смесь через открытый клапан «а» засасывается в цилиндр. Для достижения максимального наполнения цилиндра впускной клапан открывается несколько раньше положения поршня в В. М. Т. (точка 1) с определенным углом опережения и закрывается с некоторым углом запаздывания после Н. М. Т. (точка 2). Второй такт – сжатие – соответствует движению поршня вверх от момента закрытия впускного клапана до момента прихода поршня в В. М. Т. Во время такта сжатия все клапаны находятся в закрытом положении. Поршень сжимает находящуюся в цилиндре горючую смесь, в точке 3 подается искра в свече для воспламенения горючей смеси. Третий такт – горение и расширение (рабочий ход) – соответствует движению поршня от В. М. Т. к Н. М. Т. под давлением сгорающего топлива и расширяющихся продуктов сгорания. (от точки 4 до точки 5). Четвертый такт – выпуск отработавших газов – осуществляется при ходе поршня вверх от Н. М. Т. к В. М. Т. Этот ход поршня происходит при открытом выпускном клапане «б». Для улучшения процесса выпуска клапан открывается несколько раньше Н. М. Т. (точка 5) и закрывается с некоторым запаздыванием (точка 6). В дизель, в отличие от карбюраторного двигателя, при движении поршня от В. М. Т. к Н. М. Т. засасывается через впускной клапан атмосферный воздух, на такте сжатия повышается давление и температура, при впрыске через форсунку топливо самовоспламеняется и сгорает, газы расширяясь давят на поршень, совершая рабочий ход, при движении поршня из Н. М. Т. к В. М. Т. через открытый выпускной клапан отработанные газы выталкиваются в атмосферу. При дальнейшем движении поршня вниз начинается новый рабочий цикл, такты которого повторяются в перечисленной ранее последовательности. Рабочий цикл четырехтактного двигателя изображается диаграммами в виде замкнутой (рис. 3) и развернутой (рис. 4). Исходные данные для кинематического и динамического (силового) анализа кривошипно-шатунного механизма представлена в таблице 1. 3. Обозначения К – карбюраторный двигатель Д – дизель Пведом – ведомый вал Пд – частота вращения двигателя (ведущего вала), об/мин; Пп – частота вращения промежуточного вала КПП, об/мин; Пкпп Пв – частота вращения ведомого вала главной передачи, об/мин; R – радиус кривошипа, мм; l - постоянная кривошипно-шатунного механизма; l = R / L = 0,25 Р12 , Р3 , Р4 – давление газов в цилиндре двигателя, МПа; (см. Индикаторная диаграмма Рис. 3) Z1 …. Z6 Рш Рг – сила давления газов на поршень, Н; Рн Рр Pт – тангенциальная сила, действующая по касательной к окружности 4. Исходные данные (l=0,25) Таблица 1 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Пд , об/мин 4000 2500 1500 1000 1500 1200 1400 4400 3400 2200 Двигатель К К Д Д Д Д Д К К К R, мм 60 75 40 70 65 55 50 80 45 85 Д, мм 76 82 86 66 96 88 85 72 84 80 Р1 , мПа 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0 1,0 Р2 , мПа 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 5,0 4,0 3,0 2,0 2,5 Р3 , мПа 3,0 4,5 6,0 7,5 9,0 7,5 6,0 4,5 3,0 3,5 Р4 , мПа 4,0 5,0 8,0 10,0 12,0 10,0 8,0 5,0 4,0 4,5 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Z1 24 20 30 22 25 12 15 25 20 24 Z2 120 120 120 110 75 36 45 50 60 48 Z3 20 25 20 24 22 20 24 20 25 22 Z4 100 100 80 120 110 60 48 100 100 88 Z5 25 20 24 12 15 24 30 20 20 24 Z6 50 60 48 36 45 48 120 60 80 120 5. Содержание курсовой работы Курсовая работа состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части в виде принципиальной схемы привода автомобиля (рис. 1), схемы работы четырехтактного двигателя (рис. 2), замкнутой и развернутой индикаторной диаграммы (рис. 3, рис. 4), схемы кривошипно шатунного механизма и действия сил давления газов на поршень (рис. 5), графика зависимости пути «S», скорости «n» и ускорения «а» поршня от угла «a» поворота коленчатого вала(рис. 6), графика зависимости усилий Рш , Рн ,Рр , Рт и крутящего момента Мкр на валу двигателя от угла «a» поворота коленчатого вала. По исходным данным вначале построить индикаторные диаграммы (рис. 3, рис. 4). Расчетно-пояснительная записка включает титульный лист (см. Приложение), исходные данные на выполнение курсовой работы и следующие разделы: 2. Двигатель внутреннего сгорания. 3. Обозначение: 6. 1 Выражение для определения перемещения «S» поршня в зависимости от угла поворота кривошипа «a» запишется в виде (рис. 5) 2 * Sin2 a ) Величина R (1 – Cosa) – определяет путь, который прошел бы поршень, если шатун был бы бесконечно длинным, а величина L (1 – 1 - l2 * Sin2 a ) – есть поправка на влияние конечной длины шатуна. Используя формулу Бинома Ньютона выражение для вычисления “ S“ упрощается: S = R (1 – Cosa + ( l/2)* Sin2 a ). 2 0 )=0 2 30 )=12. 392 S = 75*(1 – Cos60 + ( l/2)* Sin2 60 )=44. 531 S = 75*(1 – Cos90 + ( l/2)* Sin2 S = 75*(1 – Cos120 + ( l/2)* Sin2 120 )=119. 531 S = 75*(1 – Cos150 + ( l/2)* Sin2 150 )=142. 296 S = 75*(1 – Cos180 + ( l/2)* Sin2 180 )=150 2 210 )=142. 296 S = 75*(1 – Cos240 + ( l/2)* Sin2 240 )=119. 531 S = 75*(1 – Cos270 + ( l/2)* Sin2 270 )=84. 357 S = 75*(1 – Cos300 + ( l/2)* Sin2 300 )=44. 531 S = 75*(1 – Cos330 + ( l/2)* Sin2 330 )=12. 392 S = 75*(1 – Cos360 + ( l/2)* Sin2 S = f (a)… (рис. 6) 6. 2 Скорость поршня изменяется во время «t», т. е. где da / dt = w - угловая частота вращения. ds / da = R* d/da (1 – Cosa + ( l/2)* Sin2 a) = n = w * R (Sina + (l/2)* Sin2a). n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin0 + (l/2)* Sin2*0)=0 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin60 + (l/2)* Sin2*60)=19120. 22 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin90 + (l/2)* Sin2*90)=19625 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin120 + (l/2)* Sin2*120)=14871. 28 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin150 + (l/2)* Sin2*150)=7688. 03 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin180 + (l/2)* Sin2*180)=0 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin210 + (l/2)* Sin2*210)= -7688. 03 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin240 + (l/2)* Sin2*240)= -14871. 28 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin270 + (l/2)* Sin2*270)= -19625 n = (3. 14*3400/30)*45 (Sin360 + (l/2)* Sin2*360)=0 Расчеты внесем в табл. 2 и построим график зависимости n = f (a) … (рис. 6) 6. 3 Ускорение поршня изменяется во времени t , т. е. dn / da = w * R * d/ da (Sina + ( l/2)* Sin2α) = = w * R * (Cosa + l * Cos2α). а = w * (dn / da) = w2 * R * (Cosa + l * Cos2α). а = (3. 14*3400/30)2 * 45 * (Cos0 + l * Cos2*0)=6419010. 4 2 * 45* (Cos30 + l * Cos2*30)=5089121. 91 а = (3. 14*3400/30)2 * 45* (Cos60 + l * Cos2*60)=1925703. 125 а = (3. 14*3400/30)2 * 45* (Cos90 + l * Cos2*90)= -1283802. 1 а = (3. 14*3400/30)2 * 45* (Cos120 + l * Cos2*120)= -3209505. 2 2 * 45* (Cos150 + l * Cos2*150)= -3805319. 82 а = (3. 14*3400/30)2 * 45* (Cos180 + l * Cos2*180)= -3851406. 25 а = (3. 14*3400/30)2 * 45 * (Cos210 + l * Cos2*210)= -3805319. 82 2 * 45* (Cos240 + l * Cos2*240)= -3209505. 2 а = (3. 14*3400/30)2 * 45 * (Cos270 + l * Cos2*270)= -1283802. 1 а = (3. 14*3400/30)2 * 45* (Cos300 + l * Cos2*300)=1925703. 125 2 * 45* (Cos330 + l * Cos2*330)=5089121. 91 2 * 45* (Cos360 + l * Cos2*360)=6419010. 4 Расчеты занесем в табл. 2 и построим график зависимости а = f (a) … (рис. 6). Таблица 2 a, град. ПКВ Sina Sin2 a (l/2)Sin2 a Sin2a (l/2)Sin2a Cosa Cos2a l * Cos2a S, мм n мм/с а мм/с2 0 0 0 0 0 0 1 1 0. 25 0 0 6419010. 4 30 0,5 0,25 0. 03125 0,87 0. 10875 0,87 0,5 0. 125 12. 392 11936. 97 5089121. 91 60 0,87 0,77 0. 09625 0,87 0. 10875 0,5 -0,5 -0. 125 44. 531 19120. 22 1925703. 125 90 1 1 0. 125 0 0 0 -1 -0. 25 84. 375 19625 -1283802. 1 120 0,87 0,77 0. 09625 -0,87 -0. 10875 -0,5 -0,5 -0. 125 119. 531 14871. 28 -3209505. 2 150 0,5 0,25 0. 03125 -0,87 -0. 10875 -0,87 0,5 0. 125 142. 296 7688. 03 180 0 0 0 0 0 -1 1 0. 25 150 0 -3851406. 25 210 -0,5 0,25 0. 03125 0,87 0. 10875 -0,87 0,5 0. 125 142. 296 -7688. 03 240 -0,87 0,77 0,87 0. 10875 -0,5 -0,5 -0. 125 119. 531 -3209505. 2 270 -1 1 0 0 0 -1 -0. 25 -19625 -1283802. 1 300 -0,87 0,77 0. 09625 -0,87 -0. 10875 0,5 -0,5 -0. 125 44. 531 1925703. 125 330 -0,5 0,25 0. 03125 -0,87 0,87 0,5 0. 125 12. 392 5089121. 91 360 0 0 0 0 0 1 1 0. 25 0 0 6419010. 4 7. Динамический анализ кривошипно-шатунного механизма К основным силам, действующим в кривошипно-шатунном механизме, относят: силы давления газов на поршень, силы инерции масс движущихся частей и полезное сопротивление на колесах заднего моста автомобиля. Силами трения в кривошипно-шатунном механизме пренебрегаем из-за их небольшой величины. Силы давления газа на поршень находятся в прямой зависимости от рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания (см. индикаторные диаграммы (рис. 3, рис. 4)). Давление газа на поршень изменяется в зависимости от угла поворота кривошипа и для любого положения поршня определяется по индикаторной диаграмме для данного варианта исходных данных и заносится в таблицу 3. Силы инерции зависят от масс движущихся деталей и числа оборотов двигателя. График зависимости сил инерции от угла поворота кривошипа коленчатого вала представлен на развернутой индикаторной диаграмме (рис. 4). Мгновенная сила от давления газов, действующая на поршень: Р = Рг * F = Рг * (π*Д2 / 4); МН; где Д – диаметр цилиндра, м; F – площадь поршня, м2 ; Рг – давление газов, МПа; Движущее усилие Рд = Р + Ри равно сумме силы от давления газов на поршень Р и сил инерции движущихся частей Ри . РдS *F = π*Д2 / 4 * РS ; Рд = -0,9*3,14*0,0822 /4= -0,00475 Рд = 4,3*3,14*0,0822 /4=0,0227 Рд = -0,8*3,14*0,0822 /4= -0,00422 Рд = 2,9*3,14*0,0822 Рд2 /4= -0,00264 Рд = 2,6*3,14*0,0822 /4=0,01372 Рд = 0,3*3,14*0,0822д = 2,4*3,14*0,0822 /4=0,01267 Рд = 0,8*3,14*0,0822 /4=0,00422 Рд = 2,5*3,14*0,0822 /4=0,0132 Рд = 1*3,14*0,0822 /4=0,00528 Рд = 2,55*3,14*0,0822 Рд = 1,1*3,14*0,0822д = 2,3*3,14*0,0822 /4=0,01214 Рд = 1,1*3,14*0,0822 /4=0,00581 Рд = 1,75*3,14*0,0822 /4=0,00924 Рд = 1*3,14*0,0822 /4=0,00528 Рд = 0,75*3,14*0,0822 /4=0,00396 Рд = 0,5*3,14*0,0822д = -0,5*3,14*0,0822 /4= -0,00264 Рд = 0*3,14*0,0822 /4=0 Рд = -0,8*3,14*0,0822 Рд = -0,2*3,14*0,0822 /4= -0,00106 Рд = -0,9*3,14*0,0822 /4= -0,00475 Рд2 /4=0,00528 Сила давления газов на поршень Р (см. рис. 5.) разлагается на силу, направленную по оси шатуна Рш , и силу, перпендикулярную оси цилиндра Рн . Рш = Рд / Cosb Рш = -0,00475/1= -0,00475 Рш =-0,00422/0,99= -0,00418 Рш Рш =0,00158/ 0,97=0,00153 Рш =0,00422/ 0,98= 0,00414 Рш =0,00528/ 0,99=0,00523 Рш =0,00581/1=0,00581 Рш =0,00581/ -0,99= -0,00575 Рш =0,00528/ -0,98= -0,00517 Рш =0,00264/-0,97= -0,00256 Рш =0/-0,98= 0 Рш =-0,00106/ -0,99=0,00105 Рш =0,00528/ -1= -0,00528 Рш =0,0227/ -0,99= -0,0227 Рш =0,01531/ -0,98= -0,015 Рш =0,01372/-0,97= -0,01331 Рш Рш Рш =0,01346/ 1=0,01346 Рш Рш =0,00924/0,98=0,00906 Рш =0,00396/0,97=0,00384 Рш Рш Рш =-0,00475/1= -0,00475 Рн = Рд * tgb; Рн = -0,00475*0=0 Рн =-0,00422*0,13= -0,00055 Рн =-0,00264*0,22= -0,00058 Рн =0,00158*0,26=0,00041 Рн =0,00422*0,22=0,00093 Рн =0,00528*0,13=0,00069 Рн =0,00581*0=0 Рн =0,00581*(-0,13)= -0,00076 Рн =0,00528*(-0,22)= -0,00116 Рн Рн =0*(-0,22)=0 Рн =-0,00106*(-0,13)=0,00014 Рн =0,00528*0=0 Рн =0,0227*(-0,13)= -0,00295 Рн =0,01531*(-0,22)= -0,00337 Рн =0,01372*(-0,26)= -0,00357 Рн =0,01267*(-0,22)= -0,00279 Рн =0,0132*(-0,13)= -0,00172 Рн =0,01346*0=0 Рн =0,01214*0,13=0,00158 Рн =0,00924*0,22=0,00203 Рн =0,00396*0,26=0,00103 Рн Рн =-0,00422*0,13= -0,00055 Рн =-0,00475*0=0 Сила Рш стремится сжать или растянуть шатун, а сила Рн Сила Рш может быть перенесена по линии её действия в центр шейки кривошипа и разложена на тангенциальную силу Ртр , действующую по радиусу кривошипа Рр = Рш *Cos (a + b) = Pд * (Cos(a + b) / Cosb); Рр = -0,00475*1= -0,00457 Рр =-0,00422*0,8= -0,00336 Рр Рр =0,00158*(-0,26)= -0,00041 Рр =0,00422*(-0,69)= -0,00291 Рр =0,00528*(-0,93)= -0,00491 Рр =0,00581*(-1)= -0,00581 Рр =0,00581*(-0,93)= -0,0054 Рр =0,00528*(-0,69)= -0,00364 Рр Рр Рр =-0,00106*0,8= -0,00085 Рр =0,00528*1=0,00528 Рр =0,0227*0,8=0,01816 Рр Рр =0,01372*(-0,26)= -0,00357 Рр =0,01267*(-0,69)= -0,00874 Рр =0,0132*(-0,93)= -0,01228 Рр =0,01346*(-1)= -0,01346 Рр Рр =0,00924*(-0,69)= -0,00638 Рр =0,00396*(-0,26)= -0,00103 Рр =-0,00264*0,31= -0,00082 Рр =-0,00422*0,8= -0,00336 Рр =-0,00475*1= -0,00475 Силы Рт и Р’т образуют на коленчатом валу пару сил с плечом R, момент которой приводит во вращение коленчатый вал и называется крутящим моментом двигателя. Мкр = Рт *R = Рд где Рт = Рд * (Sin(a + b) / Cosb); R – радиус кривошипа в м. Мкр =0,075*(-0,00475)*0=0 Мкр =0,075*(-0,00422)*0,61= -0,00019 Мкр Мкр Мкр =0,075*0,00422*0,75=0,00024 Мкр =0,075*0,00528*0,39=0,00015 Мкр =0,075*0,00581*0=0 Мкр Мкр Мкр =0,075*0,00264*(-1)= -0,0002 Мкр Мкр =0,075*(-0,00106)*(-0,61)=0,00005 Мкр =0,075*0,00528*0=0 Мкр Мкр =0,075*0,01531*(-0,98)= -0,00113 Мкр =0,075*0,01372*(-1)= -0,00103 Мкр =0,075*0,01267*(-0,75)= -0,00071 Мкр =0,075*0,0132*(-0,39)= -0,00039 Мкр =0,075*0,01346*0=0 Мкр =0,075*0,01214*0,39=0,00036 Мкр Мкр =0,075*0,00396*1=0,0003 Мкр =0,075*(-0,00264)*0,98= -0,00019 Мкр =0,075*(-0,00422)*0,61= -0,00019 Мкр =0,075*(-0,00475)*0=0Рт =-0,00475*0=0 Рт =-0,00422*0,61= -0,00257 Рт =-0,00264*0,98= -0,00259 Рт =0,00158*1=0,00158 Рт =0,00422*0,75=0,00316 Рт =0,00528*0,39=0,00206 Рт =0,00581*0=0 Рт Рт =0,00528*(-0,75)= -0,00396 Рт =0,00264*(-1)= -0,00264 Рт =0*(-0,98)=0 Рт Рт Рт =0,0227*(-0,61)= -0,01385 Рт =0,01531*(-0,98)= -0,015 Рт =0,01372*(-1)= -0,01372 Рт =0,01267*(-0,75)= -0,0095 Рт Рт =0,01346*0=0 Рт =0,01214*0,39=0,00473 Рт =0,00924*0,75=0,00693 Рт Рт =-0,00264*0,98= -0,00259 Рт =-0,00422*0,61= -0,00257 Рт =-0,00475*0=0 На подшипники коленчатого вала действует сила Р’ш , которая может быть разложена на силу P’ = P и Р’н = Рн . Значение расчетных величин Рд , Рш , Рн , Ррт и Мдв занести в табл. 3 и построить зависимости от a. Трансмиссия автомобиля (рис. 1) включает в себя фрикционную муфту сцепления 3, коробку перемены передач 4, главную передачу 5 заднего моста, дифференциал 6 и полуоси 7. Коробка перемены передач состоит из двух пар шестерен: первая пара с числом зубьев Z1 и Z2 , вторая пара с числом зубьев Z3 и Z4 . Шестерня Z2 – подвижная по промежуточному валу и может выходить из зацепления с Z11 и Z2 . Передаточное отношение коробки перемены передач вычисляется по выражению: ip = i1 *i2 . Передаточное отношение первой зубчатой пары i1 =Z2 / Z1 , 2 =Z4 / Z3p = (Z2 / Z14 / Z3 ). ip =(60/20)*(100/25)=12 Передаточное отношение конических шестерен главной передачи: iк =Z6 / Z5к =80/20=4 Общее передаточное отношение iобщ =iр * iк . iобщ =12*4=48 Частота вращения выходного вала коробки передач Пвых = Пgp ; а ведомого вала Пведом = Пвых / iк . Пвых =2500/12=208,33 об/мин Пведом =208,33/4=52,08 об/мин Крутящий момент на ведомом валу: Мкр =Мведом =Мg *iобщ . Мкр =0*48=0 Мкр =-0,00019*48=-0,00912 Мкр Мкр =0,00012*48=0,00576 Мкр =0,00024*48=0,01152 Мкр =0,00015*48=0,0072 Мкр =0*48=0 Мкр =-0,00017*48=-0,00816 Мкр =-0,0003*48=-0,0144 Мкр =-0,0002*48=-0,0096 Мкр =0*48=0 Мкр =0,00005*48=0,0024 Мкр =0*48=0 Мкр Мкр =-0,00113*48=-0,05424 Мкр Мкр =-0,00071*48=-0,03408 Мкр Мкр =0*48=0 Мкр Мкр =0,00052*48=0,02496 Мкр =0,0003*48=0,0144 Мкр =-0,00019*48=-0,00912 Мкр =-0,00019*48=-0,00912 Мкр 9. Прочностной расчет узлов и деталей двигателя 9. 1 Поршень Поршень рассчитывается на сжатие от силы давления газов Рг (рис. 7). Напряжение сжатия определяется из выражения: sсжг /Fmin £[sсж ] Н/мм2 , где Fmin – наименьшее сечение поршня над пальцем (в большинстве конструкций проходит по канавке последнего кольца), мм2 . Fmin = (π*Д2 / 4)- (π*Д1 2 / 4)= π / 4*( Д2 - Д1 2 ) Д1 =Д-(0,05…0,07)*Д=Д*(1-0,06)=82*0,94=77,08 мм Fmin =3,14/4*(822 -77,082 )=614,4 мм2 т. к. Ргг max * (π*Д2 / 4); Pг =5*(3,14*822 /4)=26391,7 Н. sсж =263917/614,4=42,96 Н/мм2 £[sсж ] Допустимое напряжение для поршней из алюминиевых сплавов [sсж ] = 50,0 … 70,0 Н/мм2сж ] = 100 Н/мм2 . Lp = Pн. max / Д*к, где Pн. max = (0,07…0,11) Pг2 . Lp =0,09*26391,7/(8,2*5)=57,933 sи = Pг. max / 4d2 £[sи ], Допустимое напряжение на изгиб днищ для алюминиевого поршня [sи ] = 70 н/мм2 , а для стальных - [sи ] = 100 н/мм2 . При проектировании пользуются эмпирическими зависимостями, установленными практикой. Толщина днища алюминиевых поршней d = (0,1 … 0,12) Д и стальных (0,06 … 0,1) Д. Для алюминиевых: sи = 26391,7/ 4*(0,12*82)2 =68,14£[sи ] Для стальных: sи = 26391,7 / 4*(0,1*82)2£[sи ] Толщина стенки поршня за кольцами принимается равной (0,05 … 0,07) Д; Общая длина поршня L = (1,2 … 1,8)S, Где S – ход поршня, S = 2R, [мм]S=2*75=150 мм Расстояние от нижней кромки поршня до оси пальца Поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление. Рmax = (Pг. max /dп )* lп , н/мм2 Где dпп / Д = 0,4. dп =0,4*Д=0,4*82=32,8 мм lп – длина гнезд пальца, мм, lп = 2 dп . lп Рmax2 2 Поршневой палец проверяется по наибольшему давлению сгорания Рг. max = Р4 Ми = Pг /2 (L/2 - а/4), Н*мм, п =82-32,8=49,2 мм а – длина подшипников верхней опоры шатуна, мм, а = dп Ми = 26391,7/2(49,2/2 – 32,8/4)=216406,2 Н*мм Напряжение изгиба sи = Ми / Wи , н/мм2 ; £[sи ], где Wи – момент сопротивления изгибу Wи = 0,1 * ((d4 п – d4 в ) / d п ), мм3 , Где dв – внутренний диаметр поршневого пальца, мм; dвп dв =0,5*32,8=16,4 мм Wи =0,1*((32,84 -16,443 sи =216406,2/3308,208=65,415 н/мм2£[sи ], [sи ] = 120 н/мм2 срг< [sср ] F – поперечное сечение пальца, мм2 , π/4) * (d2 п – d2 в2 -16,42 )=633,4 мм2 sср =216406,2/(2*633,4)=170,83 Н/мм2 < [sср ] [sср ] = 500…600 Н/см2 . Литература 1. Е. Росляков, И. Кравчук, В. Гладкевич, А. Дружинин. «Энергосиловое оборудование систем жизнеобеспечения». Учебник – СПб: Политехника, 2004. – 350 с.: ил. 2. «Многоцелевые гусеничные и колесные машины.» Под ред. Акад., докт. техн. наук,проф. Г. И. Гладкова – М: Транспорт, 2001. – 214 с. 3. Скойбеда А. Т. и др. «Детали машин и основы конструирования.» Учебник М:, Высшая школа, 2000. – 584 с.