Ульяновский автомеханический техникум

Курсовая работа

по предмету: Двигатели А.Т.Т.

Выполнил студент

3 курса гр. 538-А

Сасиков М.А.

Содержание

Введение

Исходные данные.

Процессы впуска и выпуска.

Процесс сжатия.

Процесс сгорания.

Параметры рабочего тела.

Процессы расширения и выпуска.

Построение индикаторной диаграммы.

Тепловой баланс.

Кинематический расчет КШМ.

Перемещение поршня.

Скорость поршня.

Ускорение поршня.

Динамический расчет КШМ.

Построение развернутой индикаторной диаграммы.

Расчет и построение удельной силы инерции.

Определение суммарной силы, действующей на поршень.

Расчет и построение диаграммы тангенциальной силы.

Построение суммарной тангенциальной диаграммы многоцилиндрового двигателя.

Определение крутящего момента и мощности двигателя.

Расчет маховика.

Нормальная сила.

Введение

Цели и задачи:

Целью данного курсового проекта является улучшение эксплуатационных и технических показателей вследствие применения более современных конструкционных материалов и улучшения тепловых процессов двигателя, а также повышение надёжности его работы, снижение токсичности отработанных газов и улучшение вибрационно-акустических качеств за счёт повышения уравновешенности масс кривошипно-шатунного механизма. В задачи проекта входит расчёт и определение параметров и показателей рабочего цикла, основных размеров, кинематический и динамический анализ, оценка прочности деталей, расчёт и компоновка систем, обслуживающих двигатель.

В курсовом проекте в качестве прототипа используется автомобиль ВАЗ-2106 легковой, с закрытым четырёхдверным кузовом, с передним расположением двигателя и задними ведущими колёсами, предназначен для перевозки пяти человек и багажа не более 50 кг. Автомобиль рассчитан для эксплуатации при температуре окружающей среды от минус 40⁰ С до плюс 45⁰ С.

На автомобиль устанавливается 4-цилиндровый карбюраторный двигатель с рядным вертикальным расположением цилиндров и верхним расположением распределительного вала рабочим объёмом 1,6 литра. Двигатель приводит в движение автомобиль и его оборудование. В таблице приведены основные показатели и параметры двигателя в сравнении с лучшими отечественными и мировыми аналогами.

Таким образом, двигатель ВАЗ 2106 значительно отстаёт от аналогов и на мой взгляд требует значительной модернизации конструкции с целью дальнейшего повышения производительности, эффективных показателей, а также уменьшения выбросов вредных веществ в окружающую среду.

Определяем эксплуатационную мощность двигателя из условия обеспечения максимальной скорости движения.

=43 м/с – максимальная скорость автомобиля

т_а = 1445 кг — масса автомобиля

— коэффициент суммарного сопротивления дороги. Принимаю

К_В =0,2 — коэффициент обтекаемости, Н с²/м⁴

F =1,7 — лобовая площадь, м²

— коэффициент учета силы инерции приведенных вращающихся масс

= 1,04+0,04 i_{k ,} где i_k =1 — передаточное число коробки передач

= 1,04+0,04*1=1,08

j_a =0,2 — ускорение автомобиля м/с²

=0,85 — КПД трансмиссии.

=47,6 кВт.

Определяем эффективную мощность:

кВт.

Тепловой расчёт и тепловой баланс карбюраторного двигателя

Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя, предназначенного для легкового автомобиля. Эффективная мощность двигателя N_е = 56 кВт при частоте вращения коленчатого вала п = 5400 об/мин. Двигатель четырехцилиндровый, i = 4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия ε = 8,5.

Тепловой расчет

Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива

С =0,855; Н =0,145 и m_т = 115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива

Параметры рабочего тела. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

кмоль возд/кг топл.;

= кг возд/кг топл.

Коэффициент избытка воздуха. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при α ≈ 0,95 - 0,98, позволяет принять α = 0,96 на основных режимах, а на режиме минимальной частоты вращения α = 0,86.

Количество горючей смеси

М₁= αL₀ + l/m_т;

M₁ = 0,96 0,516+1/115= 0,5041 кмоль гор. см/кг топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=0,5 и принятых скоростных режимах:

при п = 900 об/мин

кмоль СО₂/кг топл;

кмоль СО/кг топл;

кмоль Н₂О/кг топл;

кмоль Н₂/кг топл;

кмоль N₂/кг топл;

при п = 3000, 5400 и 6000 об/мин

кмоль СО₂/кг топл;

кмоль СО/кг топл;

кмоль Н₂О/кг топл;

кмоль Н₂/кг топл;

кмоль N₂/кг топл;

Общее количество продуктов сгорания

;

М₂ = 0,0655 + 0,0057+0,0696 + 0,0029 + 0,3923 = 0,5360 кмоль пр. сг/кг топл.

Проверка: М₂ = 0,855/12 + 0,145/2 + 0,792 ∙ 0,96 ∙ 0,516 = 0,5360 кмоль пр. сг/кг топл.

Параметры окружающей среды и остаточные газы

Давление и температура окруж. среды при работе двигателей без наддува р_k=р₀=0,1 МПа и Т_k=Т₀=293 К.

Температура остаточных газов. При постоянном значении степени сжатия ε = 8,5 температура остаточных газов практически линейно возрастает с увеличением скоростного режима при α = const, но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая, что при п = 900 об/мин α = 0,86, а на остальных режимах α = 0,96, принимается:

Тr

1060

МПа

Давление остаточных газов р_r за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно получить на. номинальном скоростном режиме

p_rN = 1,18р₀ = 1,18 0,1 =0,118 МПа.

Тогда

A_р = (p_rN – p₀·1.035) 10⁸/( ) = (0,118-0,1·1,035) 10⁸/(5400² • 0,1) = 0,4973;

Р_r = р₀ (1,035 + A_р· 10^-8n²) = 0,1 (1,035+ 0,4973 10^-8n²) = 0,1035 + 0,4973·10^-9n².

Отсюда получим:

pr

0,1170

МПа

Процесс впуска

;

.

Далее получим:

∆Т

7,99

°С

Плотность заряда на впуске

,

где R_B = 287 Дж/кг град — удельная газовая постоянная для воздуха.

Потери давления на впуске. В соответствии со скоростным режимом двигателя (n = 5400 об/мин) и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять β² + ξ_вп = 2,8 и ω_вп = 95 м/с. Тогда

А_n = ω_вп /n_N = 95/5400= 0,01759;

.

Отсюда получим:

∆p_α= 2,8 • 0.01759² • 5400² • 1,189 ×10^-6/2 = 0,015 МПа;

Давление в конце впуска

р_α= p₀ — ∆p_α,

рα

0,085

МПа

Коэффициент остаточных газов. При определении γ_r для двигателя без наддува принимается коэффициент очистки φ_оч = 1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме φ_доз = 1,10, что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30—60°. При этом на минимальном скоростном режиме (п = 900 об/мин) возможен обратный выброс в пределах 5%, т. е. φ_доз = 0,95. На остальных режимах значения φ_доз можно получить, приняв линейную зависимость φ_доз от скоростного режима. Тогда

;

Температура в конце впуска:

К;

Коэффициент наполнения:

.

Процесс сжатия. Средний показатель адиабаты сжатия k₁при ε =8,5 и рассчитанных значениях Т_а определяется по графику, а средний показатель политропы сжатия n₁ принимается несколько меньше k₁. При выборе n₁ учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n₁ уменьшается по сравнению с k₁ более значительно:

k1	1,3772
Tα	336	К
n1	1,377

Давление в конце сжатия

МПа;

Температура в конце сжатия

К;

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха):

,

где

tc	479,88	°С
	21,87	кДж/(кмоль · град);

б) остаточных газов

- определяется методом экстраполяции;

α = 0,96 и t_c =480 °С

кДж/(кмоль • град);

в) рабочей смеси

кДж/(кмоль • град);

Процесс сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси

μ₀=0,5360/0,5041=1,0633;

μ=(1,0633+0,04902)/(1+0,04902)=1,06034;

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

∆Н_u= 119950(1— α)L₀.

∆Н_u= 119950·(1— 0,6)·0,516=2476 кДж/кг.

Теплота сгорания рабочей смеси

Н_раб.см = (Н_u - ∆H_u)/[М₁(1 + γ_r)]

Нраб.см = (43930 - 2476)/[0,5041(1 + 0,04902)]=78391 кДж/кмоль раб. см;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

=(1/0,536) [0,0655 ∙(39,123 + 0,003349t_z) +0,0057∙ (22,49 + 0,00143t_z) + 0,0696 (26,67 + 0,004438t_z) + 0,0029 (19,678 + 0,001758t_z) + 0,3923(21,951+ 0,001457t_z)] = 24,656 + 0,002077t_z кДж/(кмоль∙град).

Величина коэффициента использования теплоты ξ_z при п = 5600 и 6000 об/мин в результате значительного догорания топлива в процессе расширения снижается, а при т = 900 об/мин ξ_z интенсивно уменьшается в связи с увеличением потерь тепла через стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. Поэтому при изменении скоростного режима ξ_z ориентировочно принимается в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей:

ξz

0,91

Температура в конце видимого процесса сгорания

0,9 78390 + 21,9627 ∙ 480 = 1,0603 ∙ (24,656 + 0,002077t_z)t_z, или

, откуда

°C;

T_z=t_z+273=2574+273=2847 K;

Максимальное давление сгорания теоретическое

р_z = p_cμT_z/T_c .

р_z = 1,6189·1,06034·2847/752=6,4988 МПа;

Максимальное давление сгорания действительное р_zд = 0,85/ р_z;

рzд

5,524

МПа

Степень повышения давления

λ= р_z /p_c

λ

4,0143

Процессы расширения и выпуска. Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяется по номограмме при заданном ε =8,5 для соответствующих значений α и Т_z, а средний показатель политропы расширения n₂ оценивается по величине среднего показателя адиабаты:

α	0,96
Tz	2847	К
k2	1,2518
n2	1,251

Давление и температура в конце процесса расширения

и

р_b= 6,4988/8,5^1,251 = 0,4468 МПа и Т_b= 2847/8,5^{1,251 -1} = 1664,8 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

;

газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 1,7%.

Индикаторные параметры рабочего цикла. Теоретическое среднее индикаторное давление

;

Среднее индикаторное давление:

МПа

где коэффициент полноты диаграммы принят φ_и = 0,96;

pi

1,0729

МПа

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива

и

; г/(кВт·ч);

Эффективные показатели двигателя. Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров до шести и отношением S/D≥1

Предварительно приняв ход поршня S равным 80 мм, получим υ_п.ср. = Sn/3 10⁴ = 80 n/3 ·10⁴ = =0,002667n м/с, тогда р_м = 0,049 + 0,0152 • 0,002667n МПа, а на различных скоростных режимах:

υп.ср	14,4018	м/с
рм	0,2677	МПа

Среднее эффективное давление и механический КПД

и ;

pi	1,0729	МПа
pe	0,8052	МПа
ηм	0,75049

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

и ;

ηi	0,3353	МПа
ηe	0,252	МПа
ge	325	г/(кВт·ч)

Основные параметры цилиндра и двигателя. Литраж двигателя:

V_л = 30τN_e/(p_en) = 30 4 54/(0,8052 5400) = 1,545л.

Рабочий объем одного цилиндра:

V_h = V_л/i = 1,545/4 = 0,38625 л.

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S = 80 мм, то

мм

Окончательно принимается D == 79мм и S = 80 мм.

Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S:

л;

мм²=48,99 см²;

pe	0,8052	МПа
Ne	56,887	кВт
Me	100,649	Н·м
GT	18,488	кг/ч

Литровая мощность двигателя

кВт/л;

ВЫВОД: основные данные полученные в тепловом расчёте при сравнение с характеристиками прототипа (см. таб.) позволяют сделать вывод о том что для дальнейших расчётов мы можем принять этот двигатель так как расхождение не превышает 10%.

	Ne, кВт	ре	ηе	ge, г/кВт∙ч
Рассчитанное	56,9	0,8052	0,25	325
Прототипа	56,0	0,81	0,27	3105
Погрешность	1,6	0,5	8	4,6

Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строят для номинального режима работы двигателя, т. е. при N_e = 54кВт и n = 5400 об/мин.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня М_s = 1 мм в мм; масштаб давлений М_р = 0,05 МПа в мм.

Приведенные величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

мм; мм

Максимальная высота диаграммы (точка z)

мм

Ординаты характерных точек:

мм; мм;

мм; мм;

мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия . Отсюда

мм,

гдемм.

б) политропа расширения .Отсюда

мм

Результаты расчета точек политроп приведены в табл.

№ точек	OX, мм		Политропа сжатия			Политропа расширения
				, мм	, МПа		, мм	, МПа

1	10,7	8,5	19,04	32,4	1,62 (точка с)	14,55	132,4	6,62 (точка z)
2	11,3	8	17,52	29,8	1,49	13,48	122,7	6,135
3	12,9	7	14,58	24,7	1,23	11,41	103,8	5,19

4	18,1	5	9,17	15,5	0,77	7,490	68,2	3,41
5	22,7	4	6,74	11,5	0,58	5,66	51,5	2,57
6	30,2	3	4,54	7,7	0,385	3,953	36	1,8
7	45,4	2	2,59	4,4	0,22	2,380	21,658	1,083
8	60,5	1,5	1,74	3,0	0,15	1,661	15,1	0,755
9	90,7	1	1	1,7	0,085 (точка а)	1	9,1 (точка b)	0,455

Теоретическое среднее индикаторное давление

,

где мм²- площадь диаграммы aczba. Это близко к рассчитанному.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r', а', а", с', f и b' по формуле для перемещения поршня:

,

где λ — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины λ производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается λ = 0,285.

Расчеты координат точек r', а', а", с', f и b' сведены в табл.

Обозначение точек

Положение точек

Расстояние точек от в.м.т. (AX), мм

	до в.м.т.	18	0,0655	2,6

	после в.м.т.	25	0,1223	4,8

	после в.м.т.	120	1,6069	62,5

	до в.м.т.	35	0,2313	9,0

	до в.м.т.	30	0,1697	6,6

	до в.м.т.	125	1,6667	65,0

Положение точки определяется по формуле:

МПа;

мм.

Действительное давление сгорания

МПа;

мм.

Соединяя плавными кривыми точки r с а', с' с с" и далее с z_д и кривой расширения, b' с b" (точка b" располагается обычно между точками b и а) и линией выпуска b"r'r, получим скругленную действительную индикаторную диаграмму ra'ac'fc" z_дb'b"r.

Параметры внешней скоростной характеристики
56,89	325	100	18,49	0,879	0,96

Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Q₀ = H_uG_т/3,6 = 43930G_т/3,6= 12203 G_т

GT	18,488	кг/ч
Q0	225609	Дж/с

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с: Q_e = 1000N_e,

Qe

56887

Дж/с

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q_в= ciD^l+2mn^m (H_u - ∆Н_u)/(αН_u)

где с — 0,45 - 0,53 — коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей. В расчете принято с = 0,5; i — число цилиндров; D — диаметр цилиндра, см; n — частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; m = 0,6 - 0,7 — показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчете принято при n= 900 об/мин m = 0,6, а на всех остальных скоростных режимах — m = 0,65.

Q_в= 0,5·4·7,9^l+2·0,65·5400^0,65 (43930 - 2476)/(0,96·43930)=60836 Дж/с;

Теплота, унесенная с отработанными газами:

Q_r = (18,488/3,6) {0,536·[25,043+ 8,315] 897 —0,5041 · [20,775+ +8,315]× 20} = 72240Дж/с,

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.c = ∆Н_uG_т/3,6

Q_н.c =2476 • 18,488/3,6 =12716 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты

Q_ocт =Q₀-(Q_e+Q_в+Q_r + Q_н.c)

Q_ост = 225609—(56887 + 60836 + 72240 + 12715) = 22931 Дж/с;

Расчёт кинематики и динамики двигателя

Кинематика

Выбор λ и длины L_ш шатуна. В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил отношение радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно было принято в тепловом расчете λ = 0,285. При этих условиях мм.

Устанавливаем, что ранее принятые значения L_ш и λ обеспечивают движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин L_ш и λ не требуется. Сравнивая L_ш рассчитанную и L_ш прототипа делаем вывод что мы можем принять λ=0,285 так как погрешность не превышает 10%, ∆L_ш=0,2 .

Перемещение поршня

мм

Расчет s_x производится аналитически через каждые 10° угла поворота коленчатого вала. Значения для при различных φ взяты из таблицы как средние между значениями при λ=0,28 и 0,29 и занесены в гр. 2 расчетной таблицы (для сокращения объема значения в таблице даны через 30°).

Угловая скорость вращения коленчатого вала

рад/с.

Скорость поршня

м/с

Значения для взяты из таблицы и занесены в гр. 4, а рассчитанные значения v_п — в гр. 5 таблицы.

Ускорение поршня

=м/с²

Значения для взяты из таблицы и занесены в графу 6, а рассчитанные значения - в гр. 7 таблицы.

мм

м/с

м/с2

1	2	3	4	5	6	7
0	0,0000	0,0	0,0000	0,0	+1,2860	+16420
30	+0,1697	6.8	+0,6234	+14	+1,0085	+12877
60	+0,6069	24.0	+0,9894	+22.4	+0,3575	+4565
90	+1,1425	45.7	+1,0000	+22.6	-0,2850	-3639
120	+1,6069	64.3	+0,7426	+16.8	-0,6425	-8204
150	1,9017	76.0	+0,3766	+8.5	-0,7235	-9238
180	+2,0000	80	0,0000	0,0	-0,7150	-9129
210	+1,9017	76.0	-0,3766	-8.5	-0,7235	-9238
240	+1,6069	64.3	-0,7426	-16.8	-0,6425	-8204
270	+1,1425	45.7	-1,0000	-22.6	-0,2850	-3639
300	+0,6069	24.0	-0,9894	-22.4	+0,3575	+4565
330	+0,1697	6.8	-0,6234	-14	+1,0085	+12877
360	+0,0000	0,0	-0,0000	0,0	+1,2850	+16408

По данным таблицы построены графики в масштабе мм в мм, - в масштабе м/с в мм, - в масштабе м/с² в мм. Масштаб угла поворота коленчатого вала в мм.

При , а на кривой - это точка перегиба.

Динамика

Силы давления газов

мм,

где М_s — масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных сил МПа в мм; полных сил МН в мм, или M_p=245 Н в мм, угла поворота кривошипа M_φ=3°в мм, или

рад в мм,

где OB— длина развернутой индикаторной диаграммы, мм.

По развернутой диаграмме через каждые 10° угла поворота кривошипа определяют значения ∆p_г и заносят в гр. 2 сводной таблицы динамического расчета (в таблице значения даны через 30° и точка при φ=370°).

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

С учетом диаметра цилиндра, отношения , рядного расположения цилиндров и достаточно высокого значения р_z устанавливаются:

масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято =80 кг/м²)

кг;

масса шатуна (для стального кованого шатуна принято кг/м²)

кг;

масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для литого чугунного вала принято кг/м²)

кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

кг.

Массы, совершающие вращательное движение:

кг.

Удельные и полные силы инерции. Из таблицы переносят значения j в гр. 3 таблицы и определяют значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (гр. 4):

Мпа

Центробежная сила инерции вращающихся масс.

кН

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна:

кН

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

кН

Удельные суммарные силы. Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца (гр. 5):

Удельная нормальная сила (МПа) . Значения tgβ определяют для λ=0,285 по таблице и заносят в гр. 6, а значения p_N — в гр. 7.

Удельная сила (МПа), действующая вдоль шатуна (гр. 9):

Удельная сила (МПа), действующая по радиусу кривошипа (гр. 11):

Удельная (гр.13) и полная (гр.14) тангенциальные силы (МПа и кН):

и

По данным таблицы строят графики изменения удельных сил p_j, p, p_s, p_N, p_K и р_T в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала φ.

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

по данным теплового расчета

Н;

Крутящие моменты. Крутящий момент одного цилиндра

Н·м

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом через каждые 10° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая М_кр в масштабе М_М= 10 Н·м в мм.

Средний крутящий момент двигателя:

По данным теплового расчета

Н·м;

Максимальный и минимальный крутящие моменты (рис. 10.2, д)

M_кp.max=500 Н·м; М_кр.min= -212 Н·м.

Графики динамического расчёта карбюраторного двигателя:

φ°	Цилиндры								Мкр.ц, Н·м
	1-й		2-й		3-й		4-й
	φ° криво- шипа	Мкр.ц, Н·м	φ° криво- шипа	Мкр.ц, Н·м	φ° криво- шипа	Мкр.ц, Н·м	φ° криво- шипа	Мкр.ц, Н·м
0	0	0	180	0	360	0	540	0	0
30	30	-180	210	-75	390	240	570	-78	-93
60	60	-103	240	-133	420	161	600	-137	-212
90	90	77	270	-84	450	221	630	-83	131
120	120	132	300	71	480	199	660	97	499
150	150	75	330	90	510	97	690	176	438
180	180	0	360	0	540	0	720	0	0

ВЫВОД: Вследствие применения новых более лёгких конструкционных материалов мы получили улучшенные параметры сил и моментов, действующих на кривошипно-шатунный механизм. После чего можно предположить, что повысится степень уравновешенности двигателя.

Конструирование и расчёт на прочность деталей двигателя

Расчет поршня бензинового двигателя

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили: диаметр цилиндра D =79 мм, ход поршня S=80, действительное максимальное давление сгорания Р_д=6,233 МПа при n_м=3000 об/мин, площадь поршня F_п= 48,99 см² , наибольшую нормальную силу N_max= 0,0044 МН при φ=370°, массу поршневой группы m_n= 0,3916 кг, частоту вращения n_{x.x max}=6000 мин-1 и λ=0,285.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, принимаем толщину днища поршня δ=7,5 мм, высоту поршня Н= 88 мм; высоту юбки поршня h_ю=58 мм, радиальную толщину кольца t=3,5 мм, радиальный зазор кольца в канавке поршня ∆t=0,8 мм, толщину стенки головки поршня S=5 мм, величину верхней кольцевой перемычки h_п=3,5 мм, число и диаметр масляных каналов в поршне =10 и d_м=1 мм. Материал поршня — эвтектический алюминиевый сплав - 1/К; материал гильзы цилиндра — серый чугун, 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня:

МПа,

Где мм.

Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости. Кроме того, в целях повышения износо- и термостойкости поршня целесообразно осуществить твердое анодирование днища и огневого пояса, что уменьшит возможности перегрева и прогорания днища, также пригорания верхнего компрессионного кольца.

Напряжение сжатия в сечении х — x

МПа,

где МН;

м²;

мм;

мм²;

Напряжение разрыва в сечении х — х:

максимальная угловая скорость холостого хода

рад/с;

масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х - х:

кг;

максимальная разрывающая сила

МН;

напряжение разрыва

МПа.

Напряжения в верхней кольцевой перемычке: среза

МПа;

Изгиба МПа;

Сложное МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

МПа;

МПа.

Ускорение приработки юбки поршня, а также уменьшение трения и снижения износа пары - юбка поршня — стенка цилиндра — достигается покрытием юбки поршня тонким (0,003 — 0,005 мм) слоем олова, свинца или оловянно-свинцового сплава.

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расширении в верхнем сечении головки поршня и нижнем сечении юбки .

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

мм;

мм,

где мм;

мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии

где Т_ц=383 К, Т_г=593 К, Т_ю =413 К приняты с учетом жидкостного охлаждения двигателя.

Расчёт элементов системы охлаждения

Расчет жидкостного насоса карбюраторного двигателя

По данным теплового баланса количество теплоты, отводимой от двигателя жидкостью: Q_В = 60836 Дж/с; средняя теплоемкость жидкости с_ж = 4187 Дж/(кг∙К), средняя плотность жидкости р_ж ≈ 1000 кг/м³; напор, создаваемый насосом, принимается р_Ж = 120000 Па; частота вращения насоса n_В.И.=4600мин^-1. Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения

G_ж=Q_В/(с_жр_ж∆Т_ж)=60836/(4187∙1000∙9,6) = 0,00151 м³/с,

где ∆Т_Ж = 9,6 К — температурный перепад жидкости при принудительной циркуляции.

Расчетная производительность насоса

G_ж._р = G_ж/η = 0,00151/0,82=0,00184м³/с,

где η = 0,82 — коэффициент подачи насоса.

Радиус входного отверстия крыльчатки

r₁= = = 0,0206 м,

где С₁ = 1,8 — скорость жидкости на входе в насос, м/с; г₀=0,01 — радиус ступицы крыльчатки, м.

Окружная скорость потока жидкости на выходе из колеса

u₂ = = = 14,7м/с,

где угол α₂=10°, а угол β₂=45°; η_h = 0,65 — гидравлический КПД насоса.

Радиус крыльчатки колеса на выходе г₂=30u₂/(πn_в.н) = 30 14,7/(3,14∙4600)=0,0304 м.

Окружная скорость входа потока u₁ = u₂r₁/r₂ = 14,7 0,0206/0,0304=9,96 м/с.

Угол между скоростями с₁ и u₁ принимается α₁ = 90°, при этом tgβ₁=c₁/u₁=1,8/9,96=0,1807, откуда β₁ = 10°15'. Ширина лопатки на входе

b₁ = = ,=0165м

b₁=

где z=4 – число лопаток на крыльчатке насоса; δ₁=0,003 – толщина лопаток у входа, м.

Радиальная скорость потока на выходе из колеса

c_r= = =2,2 м/с.

Ширина лопатки на выходе

b₂= ==0,0048 м,

где δ₂=0,003 — толщина лопаток на выходе, м.

Мощность, потребляемая жидкостным насосом:

N_в.н = G_ж.рр_ж/(1000η_м)=0₎00184∙120000/(1000∙82) = 0,27 кВт,

где η_м=0,82 — механический КПД жидкостного насоса.

Расчет поверхности охлаждения жидкостного радиатора карбюраторного двигателя. По данным теплового баланса (см. § 5.3) количество теплоты, отводимой от двигателя и передаваемого от жидкости к охлаждающему воздуху: Q_возд=Q_ж = 60836 Дж/с; средняя теплоемкость воздуха с_возд= 1000 Дж/(кг • К); объемный расход жидкости, проходящей через радиатор, принимается по данным § 20.2: G_ж=0,00151 м³/с; средняя плотность жидкости ρ_ж= 1000 кг/м³.

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

G^'_возд=Q_возд/(с_возд∆Т_возд)= 60836/(1000∙24)= 2,53кг/с,

где ∆Т_возд=24 — температурный перепад воздуха в решетке радиатора, К.

Массовый расход жидкости, проходящей через радиатор:

G^'_ж=G_жρ_ж = 0,00151∙1000 = 1,51 кг/с.

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

Т_{ср. возд}== =325,0 К,

где Т_{возд. вх}=313—расчетная температура воздуха перед радиатором, К.

Средняя температура жидкости в радиаторе

Т_{ср. ж}= ==358,2 К,

где Т_ж. вх = 363 — температура жидкости перед радиатором; К; ∆Т_в = 9,6 — температурный перепад жидкости в радиаторе, принимаемый по данным § 20.2, К.

Поверхность охлаждения радиатора

F===11,45 м²,

где К=160—коэф-т теплопередачи для радиаторов легковых автомобилей, Вт/(м² • К).

Расчет вентилятора для карбюраторного двигателя. По данным расчета жидкостного радиатора массовый расход воздуха, подаваемый вентилятором:

G^'_возд=2,53 кг/с, а его средняя температура Т_{ср. возд}=325 К. Напор, создаваемый вентилятором, принимается ∆р_тр = 800 Па.

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе

р_возд=р₀р∙10⁶/(R_вТ_{ср. возд})=0,1 • 10^б/(287 • 325)= 1,07 кг/м³.

Производительность вентилятора

G_возд=G^'_возд/р_возд= 2,53/1,07 = 2,36 м³/с.

Фронтовая поверхность радиатора

F_{фр. рад}= G_возд/w_возд=2,36/20 = 0,118 м²,

Где w_возд=20 — скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения автомобиля, м/с.

Диаметр вентилятора

D_вент= 2= 2=0,388 м.

Окружная скорость вентилятора и

ψ_л =2,2 = 71,0 м/с,

где ψ_л =2,2 — безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей.

Частота вращения вентилятора

n_вент =60u/(πD_вент)= 60 • 71/(3,14 • 0,388) = 3500 мин^-1.

Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора,

N_вент = G_возд∆p_тр/ (1000η_в) = 2,36∙800/(1000∙0,65) = 2,9 кВт,

где η_в=0,38 — КПД литого вентилятора.

Описание конструкции детали и системы

Описание конструкции поршня

Поршни двигателей автомобилей ВАЗ изготовлены из алюминиевого сплава. В головке поршня залита стальная пластина, обеспечивающая компенсацию неравномерной тепловой деформации поршня при нагреве. В бобышках поршня имеются отверстия для прохода масла к поршневому пальцу.

Отверстие под поршневой палец смещено от оси симметрии на 1,2 мм в правую (по направлению движения) сторону для уменьшения стука поршня при переходе через в.м.т. Поэтому на днище поршня клеймят стрелку, которая при сборке должна быть обращена в сторону передней части двигателя.

Поршни, как и цилиндры, сортируют по наружному диаметру на пять классов через 0,01 мм, а по диаметру отверстия под поршневой палец — на три категории через 0,004 мм, обозначаемые цифрами 1, 2, 3. Класс поршня (букву) и категорию отверстия под поршневой палец (цифру) клеймят на днище поршня. При изготовлении строго выдерживается масса поршней. Поэтому при сборке двигателя подбирать поршни одной группы по массе не требуется.

Поршень воспринимает давление газов во время рабочего хода и передает его через палец и шатун коленчатому валу. Кроме механических нагрузок поршень подвергается действию высоких температур в период сгорания топлива и расширения образовавшихся газов. Он нагревается также вследствие трения его боковой поверхности о стенки цилиндра.

В автомобильных двигателях чаще всего устанавливают поршни, изготовленные из алюминиевого сплава. Они обладают достаточной прочностью, малой массой, высокой теплопроводностью и хорошими антифрикционными свойствами.

Поршень имеет уплотняющую часть (головку), в которой выполнены канавки под компрессионные (уплотняющие) кольца, днище и направляющую часть (юбку). Для крепления поршневого пальца 2 в поршне сделаны бобышки. В днище поршня у дизелей имеется фигурная выемка, которая формирует камеру сгорания. Иногда сделаны проточки для клапанов.

Поршни во время работы нагреваются неравномерно. Чтобы компенсировать разную степень расширения, поршни делают овальной и конусной формы. Диаметр по оси бобышек у холодного поршня меньше, чем поперечный диаметр, так как большая масса металла расширяется интенсивнее. Диаметр головки меньше, чем юбки, поскольку верхняя часть нагревается интенсивнее. Выше бобышек (а иногда и на направляющей части) выполнена канавка под маслосъемное кольцо. Внутри нее сделаны отверстия для прохода соскребаемого кольцом со стенок цилиндра масла внутрь поршня.

На днище обычно выбивают следующие метки: направление установки, размерная группа, масса поршня.

Описание конструкции системы охлаждения

Система охлаждения — жидкостная, закрытого типа, с принудительной циркуляцией жидкости, с расширительным бачком. Насос охлаждающей жидкости центробежного типа, приводится в действие от шкива коленчатого вала клиновидным ремнем 14 (рис.).

Вентилятор 11 с электроприводом, имеет четырехлопастную крыльчатку, которая крепится болтами к ступице шкива, приводится в действие от ремня привода насоса.

Термостат с твердым термочувствительным наполнителем имеет основной и перепускной клапаны. Начало открытия основного клапана при температуре охлаждающей жидкости 77–86° С, ход основного клапана не менее 6 мм.

Радиатор — вертикальый, трубчато-пластинчатый, с двумя рядами трубок и стальными лужеными пластинами. В пробке 8 (см. рис.) заливной горловины имеются впускной и выпускной клапаны.

1 – трубка отвода жидкости от радиатора отопителя;

2 – патрубок отвода горячей жидкости из

головки цилиндров в радиатор отопителя;

3 – перепускной шланг термостата;

4 – выпускной патрубок рубашки охлаждения;

5 – подводящий шланг радиатора;

6 – расширительный бачок;

7 – рубашка охлаждения;

8 – пробка радиатора;

9 – трубка радиатора;

10 – кожух вентилятора;

11 – вентилятор;

12 – шкив;

13 – отводящий шланг радиатора;

14 – ремень вентилятора;

15 – насос охлаждающей жидкости;

16 – шланг подачи охлаждающей

жидкости в насос;

17 – термостат