Введение

Курсовая работа является важным этапом подготовки студентов к решению задач применительно к практике по обработке исходной информации и по обучению оформления технической и нормативной документации в соответствии 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.

Главная передача 5 – коническая, соединена шестернями дифференциала с полуосями заднего моста.

2. Двигатель внутреннего сгорания

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.

Под влиянием давления поршень совершает поступательное движение, которое с помощью шатуна и кривошипа преобразуется во вращение коленчатого вала.

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

В.М.Т. – верхняя мертвая точка

Н.М.Т. – нижняя мертвая точка

П_ведом – ведомый вал

П_д – частота вращения двигателя (ведущего вала), об/мин;

П_п – частота вращения промежуточного вала КПП, об/мин;

П_кпп – частота вращения выходного вала КПП, об/мин;

П_в – частота вращения ведомого вала главной передачи, об/мин;

R – радиус кривошипа, мм;

l - постоянная кривошипно-шатунного механизма;

l = R / L = 0,25

где L – длина шатуна, мм;

Р₁, Р₂, Р₃, Р₄ – давление газов в цилиндре двигателя, МПа; (см. Индикаторная диаграмма Рис. 3)

Z₁ …. Z₆ – число зубьев шестерен и колес в коробке перемен передач и в главной передаче;

Р_ш – сила, направленная по оси шатуна, Н; (см. рис. 5)

Р_г – сила давления газов на поршень, Н;

Р_н – сила, направленная перпендикулярно оси цилиндра, Н;

Р_р – радиальная сила, действующая по радиусу кривошипа, Н;

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 Р_ш, Р_н, Р_р, Р_т и крутящего момента М_кр 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:

1. Привод автомобиля.

2. Двигатель внутреннего сгорания.

3. Обозначение:

4. Исходные данные (Таблица 1).

5. Содержание курсовой работы.

6. Кинематический анализ кривошипно-шатунного механизма.

7. Динамический анализ кривошипно-шатунного механизма.

8. Силовой расчет трансмиссии автомобиля.

9. Прочностной расчет поршня и поршневого пальца двигателя.

6. Кинематический анализ кривошипно-шатунного механизма

6.1 Выражение для определения перемещения «S» поршня в зависимости от угла поворота кривошипа «a» запишется в виде (рис. 5)

S = (R + L) – (R*Cosa + L*Cosb) = R (1 – Cosa) + L (1 – Cosb) = R (1 – Cosa) + L (1 – 1 - l² * Sin²a )

Величина R (1 – Cosa) – определяет путь, который прошел бы поршень, если шатун был бы бесконечно длинным,

а величина L (1 – 1 - l² * Sin²a ) – есть поправка на влияние конечной длины шатуна.

Используя формулу Бинома Ньютона выражение для вычисления “ S “ упрощается:

S = R (1 – Cosa + ( l/2)* Sin²a ).

S = 75*(1 – Cos0 + ( l/2)* Sin²0 )=0

S = 75*(1 – Cos30 + ( l/2)* Sin²30 )=12.392

S = 75*(1 – Cos60 + ( l/2)* Sin²60 )=44.531

S = 75*(1 – Cos90 + ( l/2)* Sin²90 )=84.375

S = 75*(1 – Cos120 + ( l/2)* Sin²120 )=119.531

S = 75*(1 – Cos150 + ( l/2)* Sin²150 )=142.296

S = 75*(1 – Cos180 + ( l/2)* Sin²180 )=150

S = 75*(1 – Cos210 + ( l/2)* Sin²210 )=142.296

S = 75*(1 – Cos240 + ( l/2)* Sin²240 )=119.531

S = 75*(1 – Cos270 + ( l/2)* Sin²270 )=84.357

S = 75*(1 – Cos300 + ( l/2)* Sin²300 )=44.531

S = 75*(1 – Cos330 + ( l/2)* Sin²330 )=12.392

S = 75*(1 – Cos360 + ( l/2)* Sin²360 )=0

Расчеты внесем в табл.2 и построим график зависимости

S = f (a)… (рис.6)

6.2 Скорость поршня изменяется во время «t», т.е.

n = ds / dt = (ds / da) * (da / dt),

где da / dt = w - угловая частота вращения.

ds / da = R* d/da (1 – Cosa + ( l/2)* Sin²a) =

= R (Sina + ( l/2)* Sin 2a)

n = w * R (Sina + (l/2)* Sin2a).

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin0 + (l/2)* Sin 2*0)=0

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin30 + (l/2)* Sin 2*30)=11936.97

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin60 + (l/2)* Sin 2*60)=19120.22

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin90 + (l/2)* Sin 2*90)=19625

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin120 + (l/2)* Sin 2*120)=14871.28

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin150 + (l/2)* Sin 2*150)=7688.03

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin180 + (l/2)* Sin 2*180)=0

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin210 + (l/2)* Sin 2*210)= -7688.03

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin240 + (l/2)* Sin 2*240)= -14871.28

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin270 + (l/2)* Sin 2*270)= -19625

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin300 + (l/2)* Sin 2*300)= -19120.22

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin330 + (l/2)* Sin 2*330)= -11936.97

n = (3.14*3400/30)*45 (Sin360 + (l/2)* Sin 2*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.

а = dn / dt = (dn / da) * (da / dt) = (dn / da) * w.

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

а = (3.14*3400/30)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

а = (3.14*3400/30)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

а = (3.14*3400/30)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

а = (3.14*3400/30)² * 45* (Cos330 + l * Cos2*330)=5089121.91

а = (3.14*3400/30)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	Sin2a	(l/2) Sin2a	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	-3805319.82
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	-3805319.82
240	-0,87	0,77	0.09625	0,87	0.10875	-0,5	-0,5	-0.125	119.531	-14871.28	-3209505.2
270	-1	1	0.125	0	0	0	-1	-0.25	84.375	-19625	-1283802.1
300	-0,87	0,77	0.09625	-0,87	-0.10875	0,5	-0,5	-0.125	44.531	-19120.22	1925703.125
330	-0,5	0,25	0.03125	-0,87	-0.10875	0,87	0,5	0.125	12.392	-11936.97	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 = Р_г * F = Р_г * (π*Д² / 4); МН;

где Д – диаметр цилиндра, м;

F – площадь поршня, м²;

Р_г – давление газов, МПа;

Движущее усилие Р_д = Р + Р_и равно сумме силы от давления газов на поршень Р и сил инерции движущихся частей Р_и.

Р_д = Р_S*F = π*Д² / 4 * Р_S;

Р_д = -0,9*3,14*0,082²/4= -0,00475 Р_д = 4,3*3,14*0,082²/4=0,0227

Р_д = -0,8*3,14*0,082²/4= -0,00422 Р_д = 2,9*3,14*0,082²/4=0,01531

Р_д = -0,5*3,14*0,082²/4= -0,00264 Р_д = 2,6*3,14*0,082²/4=0,01372

Р_д = 0,3*3,14*0,082²/4=0,00158 Р_д = 2,4*3,14*0,082²/4=0,01267

Р_д = 0,8*3,14*0,082²/4=0,00422 Р_д = 2,5*3,14*0,082²/4=0,0132

Р_д = 1*3,14*0,082²/4=0,00528 Р_д = 2,55*3,14*0,082²/4=0,01346

Р_д = 1,1*3,14*0,082²/4=0,00581 Р_д = 2,3*3,14*0,082²/4=0,01214

Р_д = 1,1*3,14*0,082²/4=0,00581 Р_д = 1,75*3,14*0,082²/4=0,00924

Р_д = 1*3,14*0,082²/4=0,00528 Р_д = 0,75*3,14*0,082²/4=0,00396

Р_д = 0,5*3,14*0,082²/4=0,00264 Р_д = -0,5*3,14*0,082²/4= -0,00264

Р_д = 0*3,14*0,082²/4=0 Р_д = -0,8*3,14*0,082²/4= -0,00422

Р_д = -0,2*3,14*0,082²/4= -0,00106 Р_д = -0,9*3,14*0,082²/4= -0,00475

Р_д = 1*3,14*0,082²/4=0,00528

Сила давления газов на поршень Р (см. рис. 5.) разлагается на силу, направленную по оси шатуна Р_ш, и силу, перпендикулярную оси цилиндра

Р_н.Р_ш = Р_д / Cosb

Р_ш = -0,00475/1= -0,00475

Р_ш =-0,00422/0,99= -0,00418

Р_ш =-0,00264/0,98= -0,00259

Р_ш =0,00158/ 0,97=0,00153

Р_ш =0,00422/ 0,98= 0,00414

Р_ш =0,00528/ 0,99=0,00523

Р_ш =0,00581/1=0,00581

Р_ш =0,00581/ -0,99= -0,00575

Р_ш =0,00528/ -0,98= -0,00517

Р_ш =0,00264/-0,97= -0,00256

Р_ш =0/-0,98= 0

Р_ш =-0,00106/ -0,99=0,00105

Р_ш =0,00528/ -1= -0,00528

Р_ш =0,0227/ -0,99= -0,0227

Р_ш =0,01531/ -0,98= -0,015

Р_ш =0,01372/-0,97= -0,01331

Р_ш =0,01267/-0,98= -0,01242

Р_ш =0,0132/-0,99= -0,01307

Р_ш =0,01346/ 1=0,01346

Р_ш =0,01214/ 0,99=0,01202

Р_ш =0,00924/0,98=0,00906

Р_ш =0,00396/0,97=0,00384

Р_ш =-0,00264/0,98= -0,00259

Р_ш =-0,00422/0,99= -0,00422

Р_ш =-0,00475/1= -0,00475

Р_н = Р_д * tgb;

Р_н = -0,00475*0=0

Р_н =-0,00422*0,13= -0,00055

Р_н =-0,00264*0,22= -0,00058

Р_н =0,00158*0,26=0,00041

Р_н =0,00422*0,22=0,00093

Р_н =0,00528*0,13=0,00069

Р_н =0,00581*0=0

Р_н =0,00581*(-0,13)= -0,00076

Р_н =0,00528*(-0,22)= -0,00116

Р_н =0,00264*(-0,26)= -0,00069

Р_н =0*(-0,22)=0

Р_н =-0,00106*(-0,13)=0,00014

Р_н =0,00528*0=0

Р_н =0,0227*(-0,13)= -0,00295

Р_н =0,01531*(-0,22)= -0,00337

Р_н =0,01372*(-0,26)= -0,00357

Р_н =0,01267*(-0,22)= -0,00279

Р_н =0,0132*(-0,13)= -0,00172

Р_н =0,01346*0=0

Р_н =0,01214*0,13=0,00158

Р_н =0,00924*0,22=0,00203

Р_н =0,00396*0,26=0,00103

Р_н =-0,00264*0,22= -0,00058

Р_н =-0,00422*0,13= -0,00055

Р_н =-0,00475*0=0

Сила Р_ш стремится сжать или растянуть шатун, а сила Р_н прижимает поршень к стенке цилиндра и направлена в сторону, противоположную вращению двигателя.

Сила Р_ш может быть перенесена по линии её действия в центр шейки кривошипа и разложена на тангенциальную силу Р_т, касательную к окружности, и радиальную силу Р_р, действующую по радиусу кривошипа

Р_р = Р_ш*Cos (a + b) = P_д * (Cos(a + b) / Cosb);

Р_р = -0,00475*1= -0,00457

Р_р =-0,00422*0,8= -0,00336

Р_р =-0,00264*0,31= -0,00082

Р_р =0,00158*(-0,26)= -0,00041

Р_р =0,00422*(-0,69)= -0,00291

Р_р =0,00528*(-0,93)= -0,00491

Р_р =0,00581*(-1)= -0,00581

Р_р =0,00581*(-0,93)= -0,0054

Р_р =0,00528*(-0,69)= -0,00364

Р_р =0,00264*(-0,26)= -0,00069

Р_р =0*0,31=0

Р_р =-0,00106*0,8= -0,00085

Р_р =0,00528*1=0,00528

Р_р =0,0227*0,8=0,01816

Р_р =0,01531* 0,31=0,00475

Р_р =0,01372*(-0,26)= -0,00357

Р_р =0,01267*(-0,69)= -0,00874

Р_р =0,0132*(-0,93)= -0,01228

Р_р =0,01346*(-1)= -0,01346

Р_р =0,01214*(-0,93)= -0,01129

Р_р =0,00924*(-0,69)= -0,00638

Р_р =0,00396*(-0,26)= -0,00103

Р_р =-0,00264*0,31= -0,00082

Р_р =-0,00422*0,8= -0,00336

Р_р =-0,00475*1= -0,00475

Силы Р_т и Р’_т образуют на коленчатом валу пару сил с плечом R, момент которой приводит во вращение коленчатый вал и называется крутящим моментом двигателя.

М_кр= Р_т*R = Р_д * (Sin(a + b) / Cosb) * R;

где Р_т = Р_д * (Sin(a + b) / Cosb); R – радиус кривошипа в м.

М_кр=0,075*(-0,00475)*0=0

М_кр=0,075*(-0,00422)*0,61= -0,00019

М_кр=0,075*(-0,00264)*0,98= -0,00019

М_кр=0,075*0,00158*1=0,00012

М_кр=0,075*0,00422*0,75=0,00024

М_кр=0,075*0,00528*0,39=0,00015

М_кр=0,075*0,00581*0=0

М_кр=0,075*0,00581*(-0,39)= -0,00017

М_кр=0,075*0,00528*(-0,75)= -0,0003

М_кр=0,075*0,00264*(-1)= -0,0002

М_кр=0,075*0*(-0,98)=0

М_кр=0,075*(-0,00106)*(-0,61)=0,00005

М_кр=0,075*0,00528*0=0

М_кр=0,075*0,0227*(-0,61)= -0,00104

М_кр=0,075*0,01531*(-0,98)= -0,00113

М_кр=0,075*0,01372*(-1)= -0,00103

М_кр=0,075*0,01267*(-0,75)= -0,00071

М_кр=0,075*0,0132*(-0,39)= -0,00039

М_кр=0,075*0,01346*0=0

М_кр=0,075*0,01214*0,39=0,00036

М_кр=0,075*0,00924*0,75=0,00052

М_кр=0,075*0,00396*1=0,0003

М_кр=0,075*(-0,00264)*0,98= -0,00019

М_кр=0,075*(-0,00422)*0,61= -0,00019

М_кр=0,075*(-0,00475)*0=0Р_т =-0,00475*0=0

Р_т =-0,00422*0,61= -0,00257

Р_т =-0,00264*0,98= -0,00259

Р_т =0,00158*1=0,00158

Р_т =0,00422*0,75=0,00316

Р_т =0,00528*0,39=0,00206

Р_т =0,00581*0=0

Р_т =0,00581*(-0,39)= -0,00227

Р_т =0,00528*(-0,75)= -0,00396

Р_т =0,00264*(-1)= -0,00264

Р_т =0*(-0,98)=0

Р_т =-0,00106*(-0,61)=0,00065

Р_т =0,00528*0=0

Р_т =0,0227*(-0,61)= -0,01385

Р_т =0,01531*(-0,98)= -0,015

Р_т =0,01372*(-1)= -0,01372

Р_т =0,01267*(-0,75)= -0,0095

Р_т =0,0132*(-0,39)= -0,00515

Р_т =0,01346*0=0

Р_т =0,01214*0,39=0,00473

Р_т =0,00924*0,75=0,00693

Р_т =0,00396*1=0,00396

Р_т =-0,00264*0,98= -0,00259

Р_т =-0,00422*0,61= -0,00257

Р_т =-0,00475*0=0

На подшипники коленчатого вала действует сила Р’_ш, которая может быть разложена на силу P’ = P и Р’_н = Р_н. Значение расчетных величин Р_д, Р_ш, Р_н, Р_р, Р_т и М_дв занести в табл. 3 и построить зависимости от a.

8. Силовой расчет трансмиссии автомобиля.

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 Z₁. Прямая передача может включаться с помощью кулачковой муфты при разъединении шестерен Z₁ и Z₂.

Передаточное отношение коробки перемены передач вычисляется по выражению:

i_p = i₁*i₂.

Передаточное отношение первой зубчатой пары

i₁ = Z₂ / Z₁,

а второй i₂ = Z₄ / Z₃, т.е. i_p = (Z₂ / Z₁) * (Z₄ / Z₃).

i_p =(60/20)*(100/25)=12

Передаточное отношение конических шестерен главной передачи:

i_к = Z₆ / Z₅. i_к =80/20=4

Общее передаточное отношение

i_общ = i_р * i_к .

i_общ =12*4=48

Частота вращения выходного вала коробки передач

П_вых = П_g / i_p; а ведомого вала П_ведом = П_вых / i_к.

П_вых =2500/12=208,33 об/мин П_ведом =208,33/4=52,08 об/мин

Крутящий момент на ведомом валу:

М_кр=М_ведом=М_g*i_общ.

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,00019*48=-0,00912

М_кр=-0,00019*48=-0,00912

М_кр=0,00012*48=0,00576

М_кр=0,00024*48=0,01152

М_кр=0,00015*48=0,0072

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,00017*48=-0,00816

М_кр=-0,0003*48=-0,0144

М_кр=-0,0002*48=-0,0096

М_кр=0*48=0

М_кр=0,00005*48=0,0024

М_кр=0*48=0

М_кр=-0,00104*48=-0,04992

М_кр=-0,00113*48=-0,05424

М_кр=-0,00103*48=-0,04944

М_кр=-0,00071*48=-0,03408

М_кр=-0,00039*48=-0,01872

М_кр=0*48=0

М_кр=0,00036*48=0,01728

М_кр=0,00052*48=0,02496

М_кр=0,0003*48=0,0144

М_кр=-0,00019*48=-0,00912

М_кр=-0,00019*48=-0,00912

М_кр=0*48=0

9. Прочностной расчет узлов и деталей двигателя

9.1 Поршень

Поршень рассчитывается на сжатие от силы давления газов Р_г по наименьшему сечению, расположенному выше поршневого пальца, на удельное давление тронка, на прочность днища, а поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление (рис. 7).

Напряжение сжатия определяется из выражения:

s_сж = Р_г/F_min £ [s_сж] Н/мм²,

где F_min – наименьшее сечение поршня над пальцем (в большинстве конструкций проходит по канавке последнего кольца), мм².

F_min= (π*Д² / 4)- (π*Д₁² / 4)= π / 4*( Д²- Д₁²)

Д₁=Д-(0,05…0,07)*Д=Д*(1-0,06)=82*0,94=77,08 мм

F_min=3,14/4*(82²-77,08²)=614,4 мм²

т.к. Р_г = Р_г^max * (π*Д² / 4);

P_г=5*(3,14*82²/4)=26391,7 Н.

s_сж =263917/614,4=42,96 Н/мм² £ [s_сж]

Допустимое напряжение для поршней из алюминиевых сплавов [s_сж] = 50,0 … 70,0 Н/мм², и для стальных [s_сж] = 100 Н/мм².

Расчет тронка поршня на удельное давление и определение длины направляющей части производится по формуле

L_p = P_{н. max} / Д*к,

где P_{н. max} = (0,07…0,11) P_г; [к] = 2…7 кг/см².

L_p =0,09*26391,7/(8,2*5)=57,933

Днище поршня рассчитывается на изгиб. При плоском днище условие прочности (максимально-допустимое напряжение изгиба) имеет вид

s_и = P_{г. max} / 4d² £ [s_и],

где d - толщина днища поршня, мм.

Допустимое напряжение на изгиб днищ для алюминиевого поршня

[s_и] = 70 н/мм², а для стальных - [s_и] = 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: s_и = 26391,7/ 4*(0,12*82)² =68,14£ [s_и]

Для стальных: s_и = 26391,7 / 4*(0,1*82)²=98,125 £ [s_и]

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

С = (0,7 … 1,2) Д. С=0,9*82=73,8

Поверхность опорных гнезд пальца (бобышек) проверяется на наибольшее удельное давление.

Р_max = (P_{г. max} /d_п )* l_п, н/мм²

Где d_п – наружный диаметр поршнего пальца, мм, d_п / Д = 0,4.

d_п=0,4*Д=0,4*82=32,8 мм

l_п – длина гнезд пальца, мм, l_п = 2 d_п .

l_п=2*32,8=65,6 мм

Р_max =(5/32,8)*65,6=10 н/мм²

Допускаемые удельные давления составляют [р] = 20 … 40, н/мм²

9.2 Поршневой палец

Поршневой палец проверяется по наибольшему давлению сгорания Р_{г. max} = Р₄ на изгиб и на срез.

Палец рассматривается как балка с равномерно распределенной нагрузкой и концами, лежащими на опорах.

Изгибающий момент относительно опасного сечения I –I:

М_и = P_г/2 (L/2 - а/4), Н*мм,

Где L – расстояние между опорами, мм,

L = Д – d_п=82-32,8=49,2 мм

а – длина подшипников верхней опоры шатуна, мм,

а = d_п=32,8мм

Следовательно:

М_и = 26391,7/2(49,2/2 – 32,8/4)=216406,2 Н*мм

Напряжение изгиба

s_и = М_и / W_и , н/мм² ; £ [s_и],

где W_и – момент сопротивления изгибу

W_и = 0,1 * ((d⁴_п – d⁴_в) / d _п), мм³,

Где d_в – внутренний диаметр поршневого пальца, мм; d_в = 0,5*d_п d_в=0,5*32,8=16,4 мм

W_и =0,1*((32,8⁴-16,4⁴)/32,8)=3308,208 мм³

s_и =216406,2/3308,208=65,415 н/мм² ; £ [s_и],

[s_и] = 120 н/мм² для углеродистой стали.

Срезывающие напряжения пальца s_ср = P_г / 2F < [s_ср]

F – поперечное сечение пальца, мм²,

F = (π/4) * (d²_п – d²_в)=(3,14/4)*(32,8²-16,4²)=633,4 мм²

s_ср =216406,2/(2*633,4)=170,83 Н/мм²< [s_ср]

[s_ср] = 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.