Курсовая работа: Кинематический, динамический и силовой анализ КШМ и ДВС

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ СЕРВИСА И ЭКОНОМИКИ

Курсовая работа.

По дисциплине: “Основы функционирования систем сервиса”

по специализации 100101

Кинематический, динамический и силовой анализ КШМ и ДВС.

Выполнил студент: Михеенков В. В.

Группа-1206

Проверил: Гладкевич В.В.

Оценка и дата защиты………………

Выборг

2009.

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).

Цель руководства - оказать помощь студенту в работе над курсовой работой, умело используя теоретические знания. Текст руководства изложен по частям с указанием требований по силовому, кинематическому и динамическому анализу привода кривошипно-шатунного механизма и прочностному расчету отдельных узлов и элементов автомобиля.

Исходные данные на курсовую работу выбираются индивидуально каждым студентом из таблиц по двум последним цифрам зачетной книжки. После проведения установочного занятия, расчеты проводятся согласно технологической последовательности.

Материалы руководства могут быть использованы в курсовом и дипломном проектировании студентами специализаций 23.01.00 и 23.03.00.

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;

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.

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 * 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 );

Расчеты внести в табл.2 и построить 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)* Sin² a) =

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

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

расчеты внести в табл. 2 и построить 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).

Расчеты занести в табл.2 и построить график зависимости

а = f (a) … (рис. 6).

Таблица 2.

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 ;

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.; и Р_н = Р_д * tgb;

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);

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.

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 ).

Передаточное отношение конических шестерен главной передачи: i_к = Z₆ / Z₅ .

Общее передаточное отношение i_общ = i_р * i_к .

Частота вращения выходного вала коробки передач

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

Крутящий момент на ведомом валу: М_ведом =М_дв *i_общ .

9. Прочностный 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/F_min £ [s_сж ] Н/см² ,

где F_min – наименьшее сечение поршня над пальцем (в большинстве конструкций проходит по канавке последнего кольца), см² .

т.к. Р = Р_г ^max * (π*Д² / 4); Н;

то диаметр поршня Д = 4Р/πР_г , см,

где Р_г – давление газов в цилиндре.

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 .

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

s_и = Д* 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.

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]

Расстояние от нижней кромки поршня до оси пальца

С = (0,7 … 1,2) Д.

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.

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

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. max} /2 (L/2 - а/4), н*см, L = Д – d_п ,

Где L – расстояние между опорами, см,

а – длина подшипников верхней опоры шатуна, см, а = d_п

Напряжение изгиба

s_и = М_и / W_и , н/см² ; £ [s_и ],

где W_и – момент сопротивления изгибу

W_и = 0,1 * ((d⁴ _п – d⁴ _в ) / d), см³ ,

Где d_в – внутренний диаметр поршневого пальца, см; d_в = 0,5* d,

[s_и ] = 1200 н/см² для углеродистой стали.

Срезывающие напряжения пальца s_ср = P_{г. max} / 2F < [s_ср ]

F – поперечное сечение пальца, см² ,

F = (π/4) * (d² _п – d² _в )

[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.