Расчет привода и двигателя автомобиля

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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_∑*F = π*Д² / 4 * Р_∑;

Р_д = 3,14*0,080²/4*-0,9= -0,0057   Р_д =3,14*0,080²/4*4,3=0,0012

Р_д = -0,8*3,14*0,080²/4=-0,0063 Р_д = 2,9*3,14*0,080²/4=0,0017

Р_д = -0,5*3,14*0,080²/4= -0,01 Р_д = 2,6*3,14*0,080²/4=0,0019

Р_д = 0,3*3,14*0,080²/4=0,0167 Р_д=2,4*3,14*0,080²/4=0,0021

Р_д = 0,8*3,14*0,080²/4=0,0063 Р_д=2,5*3,14*0,080²/4=0,002

Р_д = 1*3,14*0,080²/4=0,0050   Р_д=2,55*3,14*0,080²/4=0,002

Р_д = 1,1*3,14*0,080²/4=0,0046 Р_д=2,3*3,14*0,080²/4=0,0022

Р_д = 1,1*3,14*0,080²/4=0,0046 Р_д=1,75*3,14*0,080²/4=0,0029

Р_д = 1*3,14*0,080²/4=0,0050    Р_д= 0,75*3,14*0,080²/4=0,0067

Р_д = 0,5*3,14*0,080²/4=0,01     Р_д=-0,5*3,14*0,080²/4= -0,01

Р_д = 0*3,14*0,080²/4=0                Р_д= -0,8*3,14*0,080²/4= -0,0063

Р_д=-0,2*3,14*0,080²/4=-0,0251   Р_д= -0,9*3,14*0,080²/4= -0,0057

Р_д = 1*3,14*0,080²/4=0,0050

 

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 = -0,0057/1= -0,0057

Р_ш =-0,0063/0,99= -0,0064

Р_ш =-0,01/0,98= -0,0102

Р_ш =0,0167/ 0,97=0,0172

Р_ш =0,0063/ 0,98= 0,0064

Р_ш =0,0050/ 0,99=0,0051

Р_ш =0,0046/1=0,0046

Р_ш =0,0046/ -0,99= -0,0046

Р_ш =0,0050/ -0,98= -0,0051

Р_ш =0,01/-0,97= -0,0103

Р_ш =0/-0,98= 0

Р_ш =-0,0251/ -0,99=0,0254

Р_ш =0,0050/ -1= -0,0050

Р_ш =0,0012/ -0,99= -0,0012

Р_ш =0,0017/ -0,98= -0,0017

Р_ш =0,0019/-0,97= -0,002

Р_ш =0,0021/-0,98= -0,0021

Р_ш =0,002/-0,99= -0,002

Р_ш =0,002/ 1=0,002

Р_ш =0,0022/ 0,99=0,0022

Р_ш =0,0029/0,98=0,003

Р_ш =0,0067/0,97=0,0069

Р_ш =-0,01/0,98= -0,0102

Р_ш =-0,0063/0,99= -0,0064

Р_ш =-0,0057/1= -0,0057

 

Р_н = Р_д * tgb;

Р_н = -0,0057*0=0

Р_н =-0,0063*0,13= -0,0008

Р_н =-0,01*0,22= -0,0022

Р_н =0,0167*0,26=0,0043

Р_н =0,0063*0,22=0,0014

Р_н =0,0050*0,13=0,0007

Р_н =0,0046*0=0

Р_н =0,0046*(-0,13)= -0,0006

Р_н =0,0050*(-0,22)= -0,0011

Р_н =0,01*(-0,26)= -0,0026

Р_н =0*(-0,22)=0

Р_н =-0,0251*(-0,13)=0,0033

Р_н =0,0050*0=0

Р_н =0,0012*(-0,13)= -0,0002

Р_н =0,0017*(-0,22)= -0,0004

Р_н =0,0019*(-0,26)= -0,0005

Р_н =0,0021*(-0,22)= -0,0005

Р_н =0,002*(-0,13)= -0,0003

Р_н =0,002*0=0

Р_н =0,0022*0,13=0,0003

Р_н =0,0029*0,22=0,0006

Р_н =0,0067*0,26=0,0017

Р_н =-0,01*0,22= -0,0022

Р_н =-0,0063*0,13= -0,0008

Р_н =-0,0057*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 = -0,0057*1= -0,0057

Р_р =-0,0063*0,8= -0,0035

Р_р =-0,01*0,31= -0,0031

Р_р =0,0167*(-0,26)= -0,0042

Р_р =0,0063*(-0,69)= -0,0043

Р_р =0,0050*(-0,93)= -0,0047

Р_р =0,0046*(-1)= -0,0046

Р_р =0,0046*(-0,93)= -0,0044

Р_р =0,0050*(-0,69)= -0,0034

Р_р =0,01*(-0,26)= -0,0026

Р_р =0*0,31=0

Р_р =-0,0251*0,8= -0,0201

Р_р =0,0050*1=0,0050

Р_р =0,0012*0,8=0,001

Р_р =0,0017* 0,31=0,0005

Р_р =0,0019*(-0,26)= -0,0005

Р_р =0,0021*(-0,69)= -0,0014

Р_р =0,002*(-0,93)= -0,0019

Р_р =0,002*(-1)= -0,002

Р_р =0,0022*(-0,93)= -0,002

Р_р =0,0029*(-0,69)= -0,002

Р_р =0,0067*(-0,26)= -0,0017

Р_р =-0,01*0,31= -0,0031

Р_р =-0,0063*0,8= -0,0035

Р_р =-0,0057*1= -0,0057

 

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_дв= 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_дв=0,04*(-0,0057)*0=0

М_дв=0,04*(-0,0063)*0,61= -0,0002

М_дв=0,04*(-0,01)*0,98= -0,0004

М_дв=0,04*0,0167*1=0,0007

М_дв=0,04*0,0063*0,75=0,0002

М_дв=0,04*0,0050*0,39=0,000078

М_дв=0,04*0,0046*0=0

М_дв=0,04*0,0046*(-0,39)= -0,000071

М_дв=0,04*0,0050*(-0,75)= -0,0002

М_дв=0,04*0,01*(-1)= -0,0004

М_дв=0,04*0*(-0,98)=0

М_дв=0,04*(-0,0251)*(-0,61)=0,00061

М_дв=0,04*0,0050*0=0

М_дв=0,04*0,0012*(-0,61)= -0,000029

М_дв=0,04*0,0017*(-0,98)= -0,000066

М_дв=0,04*0,0019*(-1)= -0,000076

М_дв=0,04*0,0021*(-0,75)= -0,000063

М_дв=0,04*0,002*(-0,39)= -0,000031

М_дв=0,04*0,002*0=0

М_дв=0,04*0,0022*0,39=0,000034

М_дв=0,04*0,0029*0,75=0,000087

М_дв=0,04*0,0067*1=0,0003

М_дв=0,04*(-0,01)*0,98= -0,0004

М_дв=0,04*(-0,0063)*0,61= -0,0002

М_дв=0,04*(-0,0057)*0=0

 

Р_т =-0,0057*0=0

Р_т =-0,0063*0,61= -0,0038

Р_т =-0,01*0,98= -0,0098

Р_т =0,0167*1=0,0167

Р_т =0,0063*0,75=0,0047

Р_т =0,0050*0,39=0,002

Р_т =0,0046*0=0

Р_т =0,0046*(-0,39)= -0,0018

Р_т =0,0050*(-0,75)= -0,0038

Р_т =0,01*(-1)= -0,01

Р_т =0*(-0,98)=0

Р_т =-0,0251*(-0,61)=0,0153

Р_т =0,0050*0=0

Р_т =0,0012*(-0,61)= -0,0007

Р_т =0,0017*(-0,98)= -0,0017

Р_т =0,0019*(-1)= -0,0019

Р_т =0,0021*(-0,75)= -0,0016

Р_т =0,002*(-0,39)= -0,0008

Р_т =0,002*0=0

Р_т =0,0022*0,39=0,0009

Р_т =0,0029*0,75=0,0022

Р_т =0,0067*1=0,0067

Р_т =-0,01*0,98= -0,0098

Р_т =-0,0063*0,61= -0,0038

Р_т =-0,0057*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 =(48/24)*(88/22)=8

Передаточное отношение конических шестерен главной передачи:

i_к = Z₆ / Z₅=120/24=5

Общее передаточное отношение 

i_общ = i_р * i_к .

I_общ =8*5=40

Частота вращения выходного вала коробки передач

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

П_вых =2200/8=275об/мин

П_ведом =275/2=137,5 об/мин

Крутящий момент на ведомом валу:

М_ведом=М_дв*i_общ

М_ведом=0*40=0

М_{ведомкр}=-0,0002*40=-0,008

М_{ведомкр}=-0,0004*40=-0,016

М_ведом=0,0007*40=0,0028

М_ведом=0,0002*40=0,008

М_ведом=0,000078*40=0,00312

М_ведом=0*40=0

М_ведом=-0,000071*40=-0,00284

М_ведом=-0,0002*40=-0,008

М_{ведомкр}=-0,0004*40=-0,016

М_ведом=0*340=0

М_ведом=0,00061*40=0,0244

М_ведом=0,000029*40=0

М_ведом=-0,000066*40=-0,00264

М_ведом=-0,000076*40=-0,00304

М_ведом=-0,000063*40=-0,00252

М_ведом=-0,000031*40=-0,00124

М_ведом=0*40=0

М_ведом=0,000034*40=0,00136

М_ведом=0,000087*40=0,00348

М_ведом=0,0003*40=0,012

М_ведом=0,0003*40=0,012

М_ведом=-0,0004*40=-0,016

М_ведом=-0,0002*40=-0,008

М_ведом=0*32=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:

ϭ_сж = Р_г/F_min ≤ [ϭ_сж] Н/мм²,

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

Fmin= (ð*Д2 / 4)- (ð*Д12 / 4)= ð / 4*( Д2- Д12)

Д1=Д-(0,05…0,07)*Д=Д*(1-0,06)=80*0,94=75,2 мм

Fmin=3,14/4*(6400-5655,04)=584,79 мм²

т.к. Рг = Ргmax * (ð*Д2 / 4);

Pг=4,5*(3,14*6400/4)=22608 Н.

ϭ_сж =22608/584,79=38,66 Н/мм² ≤ [ϭ_сж]

Допустимое напряжение для поршней  из алюминиевых сплавов [ϭ_сж] = 50,0 … 70,0 Н/мм², и для стальных [ϭ_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*22608/(8,0*5)=50,868

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

ϭ_и = P_{г. max} / 4d² ≤ [ϭs_и],

где d - толщина днища поршня, мм.

Допустимое напряжение на изгиб  днищ для алюминиевого поршня

[ϭ_и] = 70 н/мм², а для стальных - [ϭ_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: ϭ_и = 22608/ 4*(0,12*80)² =61,32 ≤ [ϭ_и]

Для стальных: ϭ_и = 22608 / 4*(0,1*80)²=88,31 ≤ [ϭ_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*85=170 мм

Расстояние от нижней кромки поршня до оси пальца

С = (0,7 … 1,2) Д. С=0,9*80=72

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*80=32 мм

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

L_п=2*32=64 мм

Р_max =(4,5/32)*64=9 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=80-32=48 мм

а – длина подшипников верхней  опоры шатуна, мм,

а = d_п=32мм

Следовательно:

М_и = 22608/2(48/2 – 32/4)=180864 Н*мм

 

Напряжение изгиба

ϭ_и = М_и / W_и , н/мм² ; £ [ϭ_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=16 мм

W_и =0,1*((32⁴-16⁴)/32)=3072 мм³

ϭ_и =180864/3072=58,875 н/мм² ; ≤ [ϭ_и],

[ϭ_и] = 1200 н/мм² для углеродистой стали.

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

F – поперечное сечение пальца, мм²,

F = (π/4) * (d²_п – d²_в)=(3,14/4)*(32 ²-16²)=602,88 мм²

ϭ_ср =180864/(2*602,88)=150 Н/мм²< [ϭ_ср]

[ϭ_ср] = 500…600 Н/см².

Список использованных источников

 

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.