--PAGE_BREAK--2.2.2 Індикаторна діаграма.
Індикаторна діаграма показує залежність змінювання тиску всередині циліндрів двигуна в залежності від змінювання об’єму циліндру під час роботи. Ця діаграма будується з використанням даних розрахунку робочого процесу.
Параметри для побудування індикаторної діаграми розраховані за допомогою ЕОМ (дивись додаток Б). Для побудування діаграми використовуємо данні таблиці 2.3
Ординати крапок тиску відображені через 30о кута повороту кривошипу.
2.2.3 Зовнішні швидкісні характеристики.
Зовнішня швидкісна характеристика представляє собою залежність змінювання потужних параметрів від частоти обертів колінчастого валу. Параметри для побудування графіків розраховані за допомогою ЕОМ, для побудування використовуємо дані таблиці 2.4. На графіках крапки перегину відповідають значенням: крутного моменту Ме при n = 2600 хв-1, ефективній потужності Nе = 37,17 кВт при n = 5600 хв-1, питомій ефективній витраті палива gе = 243,4221 г/(кВт∙г) при n = 3100 хв-1.
2.2.4 Кінематика кривошипно-шатунного механізму
Розрахунок кінематики кривошипно-шатунного механізму зводиться до визначення шляху, швидкості та прискорення поршня. При цьому приймається, що колінчастий вал обертається з постійною кутовою швидкістю ω (у дійсності за рахунок постійно змінюючихся газових навантажень на поршень та деформації колінчастого валу ω ≠ const). Це припущення дозволяє розглядати усі кінематичні величини у вигляді функціональної залежності від кута повороту колінчастого валу φ, який при ω = const пропорційний часу.
Параметри кінематичного аналізу розраховані за допомогою ЕОМ (дивись додаток Г.), для побудування графіків використовуємо дані таблиці 2.5
Для побудування графіків використовуємо данні з таблиці 2.5
Переміщення поршня:
Хід поршня (переміщення) здійснюється в залежності від кута повороту кривошипу та відхилення шатуна. При повороті кривошипа від 0 до 90є поршень проходить проміжок S = 0,0359 м, що більше, ніж при повороті кривошипу від 90є до 180є на ΔS = 0,02755 м.
Швидкість поршня:
При переміщенні поршня швидкість його руху є величиною переміною та при сталої частоті обертання колінчастого валу залежить тільки від змінювання кута повороту кривошипа та відношення λ = R/Lш.
Максимальна швидкість поршня буде рівною Vmax =19,1787 м/с, при φ = 80є. В цьому випадку кут між шатуном та кривошипом буде рівним 90є.
У мертвих точках швидкість поршня дорівнює 0.
Прискорення поршня:
Величина прискорення jmax поршня залежить від відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна. Максимальне значення jmax= 13807,8 м/с2 при φ = 0, тобто у мертвій точці.
2.2.5 Динаміка кривошипно-шатунного механізму
Динамічний розрахунок кривошипно – шатунного механізму заключається у визначенні сумарних сил та моментів, виникаючих від тиску газів та сил інерції. По цим силам розраховують основні деталі на міцність та знос, а також визначають нерівномірність крутячого моменту та ступінь нерівномірності ходу двигуна. Під час роботи двигуна на деталі кривошипно – шатунного механізму діють сили тиску газів в циліндру, сили інерції зворотно-поступових мас, центробіжні сили та тиск на поршень зі сторони картера.
Параметри динамічного аналізу розраховані за допомогою ЕОМ (дивись додаток Д.). Для побудування графіків використовуємо дані таблиці 2.7
Сили та тиски, діючі на деталі КШМ:
ΔPа – надлишковий тиск під поршнем, МПа;
Pj – удільна сила інерції, МПа;
Кг – центробіжна сила інерції обертаючихся мас, кн.;
Кгш та Кгк - центробіжні сили інерції обертаючихся мас шатуна та кривошипа, кН;
Р – удільна сила, зосереджена на осі поршневого пальця, МПа;
Ps – удільна сила, діюча вздовж тіла шатуна, МПа;
Pп – удільна нормальна сила, МПа;
Pт та Т – удільна та тангенціальна (повна) сили, МПа та кН;
Pк – удільна сила, діюча по радіусу кривошипа, МПа;
Величини сил Р, Ps, Pп, Pт, Pк дорівнюються нулю, коли кут між шатуном та кривошипом дорівнює 90є. Максимальні значення сил Р, Ps, Pк достигають під час запалювання робочої суміші при φ = 360є. При цьому збільшується тиск на поршень, що призводить до інтенсивного зносу корінних підшипників.
2.3 Аналіз потужних ефективних параметрів проектованого двигуна та порівняння з ефективними показниками базового двигуна
Параметри, які характеризують конструктивні особливості двигуна
Кількість та розташування циліндрів впливає на розміри циліндрів, урівноваженість двигуна, рівномірність ходу, теплову напругу теплової групи, знос двигуна, вартість виробництва, вартість експлуатації.
В проектуємому двигуні і=4; D= 67,5; S= 63,5 що дозволило створити камеру згорання більш кращої форми, підвищити ступінь стиснення ε = 9,5, а також й економічність двигуна.
При малому діаметрі поршня зменшена вага шатунно-поршневої групи,
сили інерції зворотно-поступових мас зі збільшенням числа циліндрів зменшується, що дозволяє знизити знос двигуна та збільшити обороти колінчастого валу, при цьому збільшується потужність двигуна та зменшується його питома вага.
Відношення ходу поршня до діаметру циліндра.
Параметр, впливаючий на конструкцію двигуна, в базовому двигуні, що дозволяє віднести двигун до швидкохідних.
Використання короткохідної конструкції дозволило:
- трохи збільшити довжину двигуна та довжину колінчастого валу;
- зменшити тепловіддачу стінки циліндрів;
- зменшити середню швидкість поршня та впливаючий від неї знос та збільшити пробіг двигуна до капітального ремонту;
- збільшити термін служби шатунно-поршневої групи, циліндра, колінчастого валу.
Відношення радіусу кривошипу до довжини
В базовому двигуні:
(5)
де R – радіус кривошипу, мм;
L – довжина шатуна, мм;
Відношення радіусу кривошипу до довжини впливає на тертя та знос двигуна.
Параметри потужності двигуна:
Літрова потужність характеризує ступінь використання робочого об’єму, та визначається за формулою:
(6)
де Ne – ефективна потужність, кВт;
Vh – робочий об’єм одного циліндра, л.;
і – кількість циліндрів
Для базового двигуна:
кВт/л
Для проектованого двигуна:
кВт/л
Поршнева потужність:
Поршнева потужність визначає питоме навантаження на поршень і характеризує теплове та динамічне навантаження та розраховується за формулою:
( 7)
де Ne – ефективна потужність, кВт;
Fn – площа поршня, м2;
і – кількість циліндрів;
Для базового двигуна:
кВт/дм2
Для проектованого двигуна:
кВт/дм2
Питома потужність визначається за формулою:
(8 )
де Ne – ефективна потужність, кВт;
Ga – вага автомобіля, кг.;
Для базового двигуна:
кВт/кг
Для проектованого двигуна:
кВт/кг
Літрова вага розраховується за формулою:
(9)
де Gдвс – вага двигуна, кг.;
Vh – робочий об’єм одного циліндра, л.;
і – кількість циліндрів;
Для базового двигуна:
кг/л
Для проектованого двигуна:
кг/л
Літрова вага оцінює вдосконаленість конструкції двигуна та якість їдучих на нього виготовлення матеріалів.
Питома вага визначається за формулою:
(10)
де Gдвс – вага двигуна, кг.;
Ne – ефективна потужність, кВт;
Для базового двигуна:
кг/кВт
Для проектованого двигуна:
кг/кВт
Питома вага оцінює легкість конструкції та ступінь форсування двигуна.
Таблиця 2.7 – Ефективні параметри базового та проектованого двигуна
Найменування
Позначення
Значення
Базового
Проектованого
1 Параметри робочого процесу
1.1 Ступінь стиснення
ε
9,5
9,5
1.2 Середній ефективний тиск, МПа
Ре
0,79
0,8768
1.3 Число тактів
τ
4
4
2 Динамічні параметри
2.1 Число обертів колінчастого валу, хв.-1
n
5600
5600
2.2 Середня швидкість поршня, м/с
Vп.ср
12,8
10,75
3 Параметри, які характеризують особливості двигуна
3.1 Кількість циліндрів
і
4
4
3.2 Відношення ходу поршня до діаметру циліндра, мм
S/D
0,93
0,93
3.3 Відношення радіусу кривошипу до довжини шатуна, мм
λ = R/L
0,28
0,26
Найменування
Позначення
Значення
Базового
Проектованого
4 Потужністні параметри
4.1 Ефективна потужність, кВт
Ne
37,5
37,5
4.2 Літрова потужність, кВт/л
Nл
34,4
41,29
4.3 Поршнева потужність, кВт/ дм2
Nп
23,81
26,26
4.4 Питома потужність, кВт/кг
Ng
0,0528
0,0535
5 Економічні параметри
5.1 Питома ефективна витрата палива, г/(кВт·год)
gе
287
289,39
5.2 Годинна витрата палива, кг/год
Gт
12,8
10,75
6 Вагові параметри
6.1 Питома вага, кг/кВт
GN
2,626
2,36
6.2 Літрова вага, кг/л
Gл
90,39
97,46
2.4 Розрахунок основних конструкційних розмірів елементів деталей (поршня, поршневих кілець, поршневого пальця, шатуна, колінчастого валу, клапана).
Основні розміри елементів деталей визначаємо із конструктивних відношень. Результати обчислень заносимо в таблицю 2.8 – 2.12
Таблиця 2.8 – Основні розміри елементів поршня
Найменування
Позначення
Співвідношення
Значення
1 Товщина днища, мм
δ
( 0,05 – 0,10 )D
6,7 (3,35 – 6,7)
2 Висота поршня, мм
Н
( 0,8 – 1,3 )D
68 (53,6 – 87,1)
3 Висота верхньої частини поршня, мм
h1
( 0,45 – 0,75 )D
36 (30,15 – 51,25)
4 Висота юбки поршня, мм
hю
( 0,45 – 0,75 )D
45 (30,15 – 51,25)
5 Товщина стінки головки поршня, мм
S
( 0,05 – 0,10 )D
7 (3,35 – 6,7)
6 Товщина стінки юбки поршня, мм
δю
1,5 – 4,5
2
7 Висота жарового поясу, мм
e
( 0,06 – 0,12 )D
9 (4,02 – 8,04)
8 Висота першої кільцевої перемички, мм
HH
( 0,03 – 0,05 )D
4 (2,01 – 3,35)
9 Відстань від нижньої кромки поршня до вісі пальця, мм
H1
( 0,41 – 0,61 )D
30 (27,47 – 40,87)
10 Зовнішній діаметр пальця, мм
dH
( 0,24 – 0,28 )D
19 (16,08 – 18,76)
11 Відстань між бобишками, мм
b
( 0,3 – 0,5 )D
26 (20,1 – 33,5)
12 Діаметр бобишек, мм
dб
( 0,3 – 0,5 )D
30 (20,1 – 33,5)
13 Кількість масляних отворів у поршні, шт.
nм
6 – 12
8
14 Діаметр масляних отворів в поршні, мм
dм
( 0,3 – 0,4 )а
1,6 (1,05 – 1,4)
15 Висота кільця, мм
а
2 – 4
3,5
Розрахунок основних конструкторських розмірів поршневого пальця приведені в таблиці 2.9
Таблиця 2.9 – Основні розміри поршневого пальця
Найменування
Позначення
Співвідношення
Значення
1 Зовнішній діаметр пальця, мм
dп
(0,22 – 0,28) D
19 (14,74 – 18,76)
2 Внутрішній діаметр пальця, мм
dв
(0,65 – 0,73) dп
11,5 (12,35 – 13,87)
3 Довжина плаваючого пальця, мм
lп
(0,73 – 0,88) D
58 (48,91 – 58,96)
Розрахунок основних конструктивних розмірів поршневих кілець приведені в таблиці 2.10
Таблиця 2.10 — Основні розміри поршневих кілець
Найменування
Позначення
Співвідношення
Значення
1 Радіальна товщина кільця, мм:
Компресійного Маслозємного
Т
(0,04 – 0,045)D
(0,038 – 0,043) D
3 (2,78 – 3,06)
2,8 (2,622 – 2,967)
2 Висота кільця, мм
А
2 – 4
3,5 (2 – 4)
3 Різниця між величинами зазорів замка кільця в вільному та робочому стані, мм
А
(2,8 – 4,0) t
8,4 (8,4 – 12)
Найменування
Позначення
Співвідношення
Значення
4 Радіальний зазор кільця, мм:
Компресійного:
Маслоз’ємного:
Δt
0,7 – 0,95
0,9 – 1,1
0,8 (0,7...0,95
0,95 (0,9...1,1)
Розрахунок основних конструкторських розмірів елементів шатуна приведені в таблиці 2.11
Таблиця 2.11 – Основні розміри елементів шатуна
Найменування
Позначення
Співвідношення
Значення
1 Поршнева головка
Внутрішній діаметр поршневої головки із втулкою, мм
d
(1,1 – 1,25) dп
19 (20,9 – 25)
Довжина поршневої головки шатуна, мм
lm
(0,33 – 0,45) dп
22 (22,77 – 31,05)
Зовнішній діаметр головки, мм
dr
(1,25 – 1,65) dп
27 (23,75 – 31,35)
Мінімальна радіальна товщина стінки головки, мм
nr
(0,16 – 0,27) dп
3,5 (3,2 – 5,4)
2 Кривошипна головка
2.1 Діаметр шатунної шийки, мм
dм
(0,56 – 0,75)D
45 (39,2 – 54,25)
2.2 Товщина стінки вкладиша, мм
tв
(0,03 – 0,05) dшг
1,5 (1,35 – 2,25)
Найменування
Позначення
Співвідношення
Значення
2.3 Відстань між болтами, мм
сб
(0,1 – 0,75) dшг
56,5 (56,5 – 77,5)
2.4 Діаметр кривошипної головки, мм
lп
(0,45 – 0,95) dшг
23 (19,1 – 40,8)
Розрахунок основних конструкторських розмірів елементів клапана приведені в таблиці 2.12
Таблиця 2.12 – Основні розміри клапана
Найменування
Позначення
Співвідношення
Значення
1 Площа прохідного перетину в сідлі клапана, м2
Fкл
0,0004
2 Площа прохідного перетину в головці клапанів, м2
Fгор
(1,2 – 1,3) ∙ Fкл
(0,48 – 0,52)∙10-3
3 Діаметр горловини, м
dгол
0,027
4 Максимальна висота підйому клапана, мм
hкл
(0,18 – 0,3) ∙ dr
8 (4,97 – 8,29)
5 Діаметр стержня клапана, мм
dс
(0,25 – 0,3) ∙ dr
8 (6,9 – 8,29)∙10-3
Найменування
Позначення
Співвідношення
Значення
6 Зовнішній діаметр тарілки, мм
cнт
(1,1 – 1,2) dr
30 (0,55 – 0,6) ∙10-3
7 Товщина тарілки, мм
b
(0,15 – 0,18) dr
4 (4,14 – 4,97) ∙10-3
8 Довжина клапана, мм
l
(2,3 – 3,5) dr
94 (63,5 – 96,7) ∙10-3
продолжение
--PAGE_BREAK--
2.5 Проектування або модернізація вузла деталі складальної одиниці, систем.
2.5.1 Конструктивний опис вузла деталі складальної, одиниці, системи
Шатун піддається впливу перемінного навантаження від тиску газів і сил інерції. Шатун складається зі стрижня, поршневої і кривошипної голівок, шатунних болтів. Стрижень шатуна випробує осьові циклічні зусилля, однак через наявність визначеного поперечного вигину в площині руху шатуна, найбільш раціональним буде двотавровий профіль стрижня, до того ж це дозволяє здійснити плавний перехід його полиць у криволінійні обриси голівок. Поршнева голівка являє собою цільне замкнуте вушко овальної форми, що має плавне сполучення зі стрижнем шатуна і симетричної щодо його подовжньої осі. В отвір голівки встановлюють з початковим натягом втулку з бронзи. Кривошипна голівка рознімна, виконана у вигляді плоскосиметричного вушка. У кривошипній голівці встановлюють тонкостінні вкладиші з заданим натягом для створення гарантованої щільності посадки в постелі. Шатунні болти мають високу точність і міцність, надійні при тривалій роботі.
2.5.2 Вибір матеріалу для виготовлення шатуна
Шатуни виготовляють зі сталі марок 40, 45М2, 40Х, 49ХНМА та інших. Для
підвищення утомленої міцності шатуни після штампування піддають механічній і термічній обробці: поліруванню, обдуванню дробом, нормалізації, загартуванню і відпустці. Для виготовлення шатуна вибираємо сталь 45М2. Хімічний склад сталі 45М2 у таблиці 2,13. Механічна характеристика сталі 45М2 у таблиці 2.14.
Таблиця 2.13 – Хімічний склад стали 45Р
Таблиця 2.14 – Механічна характеристика стали
2.5.3 Розрахунок на міцність поршневої головки
Розрахунковими елементами шатуна є: поршнева і кривошипна голівки, стрижень шатуна
Поршнева голівка розраховується на: утомлену міцність від дії інерційних сил, напруги, виникаючої в голівці від впливу на неї запресованої втулки, усталісну міцність від дії сумарних сил і запресованої втулки.
Таблиця 2.15 – Вихідні дані для розрахунку поршневої голівки
Найменування
Позначення
Параметри
Довжина поршневої голівки, м
lш
0,022
Матеріал шатуна
Сталь 45Р
Радіальна товщина стінки головки, м
hг
0,004
Модуль пружності шатуна, МПа
Еш
2,2 ∙ 105
Модуль пружності втулки, МПа
Ев
1,15 ∙ 105
Маса поршневої групи, кг
mп
0,357
Маса шатунної групи, кг
mш
0,536
Площа поршня, м2
Fп
0,00357
Розрахунок перетину 1-1
Максимальну напругу пульсуючого циклу визначаємо за формулою (11)
= , (11)
де mn – маса поршневої групи, кг;
mвг – маса частини голівки вище перетину 1-1, кг;
ωxx max – максимальна кутова швидкість при холостому ході, з-1;
R – радіус кривошипа, м;
λ – відношення радіуса до довжини шатуна;
hг – радіальна товщина стінки голівки, м;
lш – довжина поршневої голівки, м.
mn = 0,357 кг
R = 0,03175 м
λ = 0,264
hг = 0,004 м
lш= 0,022 м
Масу частини голівки вище перетину 1-1 визначаємо за формулою (12)
mв.м. = 0,06·mш, (12)
де mш – маса шатунної групи, кг
mш = 0,536 кг
mв.м. = 0,06 · 0,536 = 0,03216 кг
Максимальну кутову швидкість при холостому ході визначаємо за формулою (2.13)
= , (13)
де nx.x.max – максимальна частота обертання колінвалу при холостому ході, хв-1
nx.x.max = 6000 хв-1
з-1
= МПа
Середню напругу визначаємо за формулою (14)
=, (14)
=МПа
Амплітуду напруг визначаємо за формулою (15)
=, (15)
де Rδ – ефективний коефіцієнт концентрації напруг;
εм – масштабний коефіцієнт;
εп – коефіцієнт поверхневої чутливості.
εм = 0,86 [2, стор.203, таб.48]
εп = 0,9 [2, стор.203, таб.49]
Ефективний коефіцієнт концентрації напруг визначаємо за формулою (16)
Rδ = 1,2 + 1,8·10-4 (σу – 400), (16)
де σу – межа міцності, МПа
σв = 800 МПа
Rδ = 1,2 + 1,8 · 10-4 (800 – 400) = 1,272
= МПа
Запас міцності в перетині 1-1 визначаємо по межі утоми за формулою (17)
= , (17)
де σ-1р – межа утоми при розтяганні-стиску, МПа
αδ – коефіцієнт приведення циклу.
σ-1р = 210 Мпа
αδ = 0,12
=
Величини значень напруг знаходяться в межах, що допускаються, [s] = 100
– 150 Мпа. Отже, прийняті розміри забезпечують необхідну міцність.
2.5.4 Розрахунок на міцність кривошипної голівки
Розрахунковими елементами шатуна є: поршнева і кривошипна голівки, стрижень шатуна
Розрахунок кривошипної голівки
Розрахунок кривошипної голівки зводиться до визначення напруги вигину в середньому перетині кришки голівки від інерційних сил. Вихідні дані для розрахунку кривошипної голівки приведені в таблиці 2,16.
Таблиця 2.16 – Вихідні дані для розрахунку кривошипної голівки
Найменування
Позначення
Значення
Маса шатуна, зосередження на осі поршневого пальця, кг
Маса шатуна зосереджена на осі кривошипа, кг
Діаметр шатунної шийки, м
Товщина стінки вкладиша, м
Відстань між шатунними болтами, м
Довжина кривошипної головки, м
Маса кришки головки, кг
mш.п.
mш.к.
dш.ш.
tв
Cd
lk
mкр
0,147
0,389
0,045
0,0015
0,0565
0,023
0,12
Максимальні сили інерції визначаємо за формулою (18)
Pjp = — ω2x.x.max · R[(mп + mш.п.) · (1 + λ) + (мш.к. – mкр.)] · 10-6 (18)
Pjp = — 6282×0,03175×[(0,357 + 0,147)×(1 + 0,264) + (0,389–0,12)]× 10-6 = =0,011344 МН
Момент опору перетину визначаємо за формулою (19)
= * ) (19)
де r1 – внутрішній радіус кривошипної голівки, м
Внутрішній радіус кривошипної голівки визначаємо за формулою (20)
r1 = 0,5 (dш.ш. +2tв) (20)
r1 = 0,5 (0,045 +2·0,0015) = 0,024 м
=0,023 ×(0,5 × 0,0565 – 0,024) = 6,83 × 10-3 м 3
Момент інерції вкладиша визначаємо за формулою (21)
Jв = lk·tв3 (21)
Jв = 0,023 · 0,00153 = 77,625 · 10-12 м4
Момент інерції кришки визначаємо за формулою (22)
J = lk· (22)
J = 0,023 · (0,5×0,0565 — 0,024)3 = 62,56 ×10-12 м4
Напругу вигину кришки вкладиша визначаємо за формулою (23)
(23)
де Fг — сумарна площа кришки і вкладиша в розрахунковому перетині, м2
Сумарну площу кришки і вкладиша в перетині визначаємо за формулою (24)
Fг = lk · 0,5 (Cб – dш.ш.) (24)
Fг = 0,023 · 0,5 × (0,0565 – 0,045) = 0,000132 м2
Значення σзі змінюється в межах 100-300МПа, а значить розрахунок виконаний вірно.
Стрижень шатуна
Стрижень шатуна розраховують на утомлену міцність у середньому перетині від дії знакоперемінних сумарних сил, що виникають при роботі двигуна на максимальній потужності. Вихідні дані для розрахунку приведені в таблиці 2.17.
Таблиця 2.17 – Вихідні данні ля розрахунку стрижня шатуна
Максимальну силу, що стискає шатун обумовлений за формулою (25)
Pсж = [Fп · (Pr — P0) — mj · R · ω2(cosφ + λ · cos2φ)] · 10-6, (25)
де φ – кут повороту кривошипа при Pr.
φ = 370є
Pсж = [0,00357· (632173 — 100000) – 0,505· 0,03175 · 6282(cos 370 + 0,264 · cos2 · 370)] · 10-6 = 0,016879 МН
Максимальну силу, що розтягує шатун, визначаємо за формулою (26)
Pp = [Pr · Fn – mj · R · ω2(1+λ)] · 10-6, (26)
де Pr – тиск залишкових газів, МПа
Pr = 0,116 МПа
Pp = [116000· 0,00357 – 0,505· 0,03175 · 6282 · (1+0,264)] · 10-6 =
= — 0,009259 МПа
Площу розрахункового перетину визначаємо за формулою (27)
Fср = hш · bш — (bш – aш) · (hш — 2tш), (27)
Fср = 0,0215 · 0,014 — (0,014– 0,003) · (0,0215– 2 · 0,0025) = 119 · 10-6 м2
Момент інерції розрахункового перетину визначаємо за формулою (28) і (29)
Jx =, (28)
Jx = = 70 · 10-10 м4
Jy =, (29)
Jy = = 300·10-11м4
Максимальна напруга від стискаючої сили:
а) у площині хитання шатуна визначаємо за формулою (30)
σmax.x= (30)
де Kx – коефіцієнт, що враховує вплив поздовжнього вигину шатуна в площині хитання шатуна.
Коефіцієнт, що враховує вплив поздовжнього вигину шатуна в площині хитання шатуна, визначаємо за формулою (31).
Kx = 1 + (31)
Kx = 1 + = 1,0902
σmax.x= =154,63 МПа
б) у площині, перпендикулярній площині хитання шатуна визначаємо за формулою (32)
σmax.у= (32)
де Ky – коефіцієнт, що враховує вплив поздовжнього вигину шатуна в площині, перпендикулярній площині хитання шатуна.
Коефіцієнт, що враховує вплив поздовжнього вигину шатуна в площині, перпендикулярній площині хитання шатуна визначаємо за формулою (33)
Ky = 1 + (33)
Kу = 1 + =1,022
σmax.у= = 144,96 МПа
Мінімальна напруга від сили, що розтягує, визначаємо за формулою (34)
σmin=, (34)
σmin =, МПа
Середню напругу визначаємо за формулами (35), (36), (37), (38)
=, (35)
= МПа
, (36)
МПа
=, (37)
= МПа
(38)
МПа
Амплітуди циклу визначаємо за формулами (39) і (40)
(39)
МПа
(40)
МПа
Запас міцності в перетині визначаємо по межі утоми за формулами (41) і (42)
= (41)
=
(42)
Величини запасу міцності показують, що прийняті розміри стрижня шатуна забезпечують працездатність і, отже, проектовану деталь можна виготовляти у виробництві.
3 Економічний розділ
3.1 Удосконалення конструкції двигуна, вузла
Визначається ступенем використання робочого обсягу й оцінюється літровою потужністю Nл, квт/л. Літрову потужність визначаємо по формулі (43)
(43)
Для базового двигуна
кВт/л
Для проектованого двигуна
кВт/л
Міра використання робочого обсягу складає
(44)
Літрова потужність залежить від середнього ефективного тиску, числа оборотів, колінчатого вала, тактності двигуна. У проектованого двигуна ці параметри вище, тому і використання робочого обсягу на 20,029% вище.
3.2 Поліпшення працездатності автомобіля
Визначається зручністю керування, динамічними і швидкісними якостями автомобіля й оцінюється питомою потужністю Ng, кВт/кг Питома потужність визначаємо по формулі (45)
(45)
де Ga – маса автомобіля, кг
Для базового двигуна
кВт/кг
Для проектованого двигуна
кВт/кг
Міру поліпшення динамічних якостей автомобіля визначаємо по формулі (46)
(46)
Питома потужність проектованого двигуна менше потужності базового двигуна на 1,9%, отже, динамічні якості автомобіля з проектованим двигуном ( час розгону до 100 км/год, максимальна швидкість ) менше, ніж у базового.
3.3 Зниження шкідливих викидів в атмосферу
У газах, що відробили, є присутнім визначена кількість токсичних речовин.
У карбюраторних двигунах при повному згорянні палива продукти згоряння складаються з чадного газу СО, вуглекислого газу СО2, водяника пари Н2О, надлишкового кисню Н2 і азоту N2. Шкідливими для людини і навколишнього середовища з них є чадний газ СО, азот N2 і вуглекислий газ СО2.
Мтокс = Мсо2 + МN2 + МСО, (47)
де Мсо2 – кількість окису вуглецю, кмоль/кг;
МN2 – кількість азоту. кмоль/кг;
МСО – кількість чадного газу, кмоль/кг
Мтокс = 0,0569 + 0,368 + 0,0143 = 0,4362 кмоль/кг
При роботі двигуна на повній потужності за одну годину обсяг відпрацьованих газів складе (48)
Мв = Мтокс × Gт, (48)
де Мв – кількість відпрацьованих газів при роботі двигуна на повній потужності за одну годину, кмоль/год;
Gт – годинна витрата палива, кг/г.
Годинна витрата палива показує, яку кількість палива вимагає одна година роботи двигуна на номінальному режимі.
Для базового двигуна
Мвбаз = 0,439 × 12,8 = 5,619 кмоль/год
Для проектованого двигуна
Мвпр = 0,439 × 10,75 = 4,719 кмоль/год
Міра зменшення токсичних речовин у відпрацьованих газах визначаємо по формулі (49)
(49)
Досконалість протікання робочого процесу, застосування багатоелектродних свічей, рециркуляція відпрацьованих газів дозволяє зменшити кількість токсичних речовин відпрацьованих газів у проектованому двигуні на 25,627 %, у порівнянні з базовим
3.4 Зменшення матеріалоємності
Визначається досконалістю конструкції, раціонального вибору матеріалу і технології виготовлення й оцінюється літровою масою. Літрову вагу визначаємо по формулі (50)
(50)
Для базового двигуна
кг/л
Для проектованого двигуна
кг/л
Оцінює досконалість конструкції двигуна і якість матеріалів, які йдуть на виготовлення.
Міра зменшення матеріалоємності визначаємо по формулі (51)
(51)
Конструкція проектованого двигуна не більш досконалою, тому що використання матеріалів збільшилося на 7,857%.
3.5 Визначення питомої матеріалоємності
Визначається зниженням маси використовуваного матеріалу й оцінюється питомою вагою. Питому вагу визначаємо по формулі (52)
(52)
Для базового двигуна
кг/кВт
Для проектованого двигуна
кг/кВт
Оцінює легкість конструкції і ступінь форсування двигуна.
Міра зниженням маси використовуваного матеріалу визначаємо по формулі (53)
(53)
Питома матеріалоємність проектованого двигуна менше питомої
матеріалоємності базового двигуна, що вказує на більш ощадливий розподіл матеріалу.
3.6 Визначення питомої енергоємності
Оцінюється питомою ефективною витратою палива gе, г/кВт*год, показує яка кількість палива йде на одержання одиниці потужності за одиницю часу.
Відповідно до технічної характеристики базового двигуна питома ефективна витрата палива
продолжение
--PAGE_BREAK--