Содержание

Введение

1. Выбор и обоснование типа транспортного средства

2. Тепловой расчет

3. Построение свернутой индикаторной диаграммы

4. Кинематический и динамический анализ

5. Конструирование и расчёт на прочность деталей двигателя

6. Расчёт элементов системы охлаждения

7. Описание конструкции детали и системы

Заключение

Список используемой литературы

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.

Таблица 1.

Показатели двигателей	ВАЗ-2106	ВАЗ-2112	RENAULT 1,6 i
Расположение, число цилиндров	Рядный 4
Число клапанов	8	16	16
Рабочий объём, см3	1569	1499	1598
Мощность, кВт/л∙с, при об/мин	55,5/75,5 5400	66,7/90,7 5600	83/113 6000
Крутящий момент, Н∙м, при об/мин	116 3000	127 3700	152 4200
Расход топлива, л/100 км, смешанный цикл	8,5	7,4	6,9
Степень сжатия	8,5	9	11

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.

1. Выбор и обоснование типа транспортного средства

Тип транспортного средства – автомобиль ВАЗ-2106 легковой с закрытым четырёхдверным кузовом.

Масса – 1380 кг.

Скорость – 150 км/ч.

Грузоподъёмность (пассажировместимость) – 400 кг. (5чел.).

Область эксплуатации – Дороги с твёрдым покрытием.

Характеристики установленного двигателя:

Марка (модель) – ВАЗ 2106

Мощность:

максимально допустимая – 58,8 кВт.

номинальная – 55,5 кВт.

эксплуатационная – 48 кВт.

Крутящий момент:

максимальный – 116 Н∙м

Частота вращения коленчатого вала:

максимальная – 6000 об/мин.

минимально-устойчивая – 900 об/мин.

Расход топлива и масла:

удельный - 3085 г/кВт∙ч

на 100 км пробега -8,5 л/100 км

Габаритные размеры - 583×541×651

Ресурс – 150000 км.

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.

2. 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.

При проведении теплового расчета для нескольких скоростных режимов обычно выбирают 3—4 основных режима. Для карбюраторных двигателей такими режимами являются:

1. режим минимальной частоты вращения n_min =900 об/мин, обеспечивающий устойчивую работу двигателя;

2. режим максимального крутящего момента при n_М = 3000 об/мин;

3. режим максимальной (номинальной) мощности при n_N = 5400 об/мин;

4. режим максимальной скорости движения автомобиля при n_max = 6000 об/мин;

С учетом приведенных рекомендаций и задания (n_N = 5400 об/ мин) тепловой расчет последовательно проводится для п = 900, 3000, 5400 и 6000 об/мин.

Топливо. В соответствии с заданной степенью сжатия ε = 8,5 можно использовать бензин марки АИ-93.

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; (1)

при п = 900 об/мин М₁= 0,86 · 0,516+1/115 = 0,4525 кмоль гор. см/кг топл;

при п = 3000, 5400 и 6000 об/мин 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

; (2)

при п = 900 об/мин

М₂=0,0512+0,02+0,0625+0,01+0,3515=0,4952 кмоль пр. сг/кг топл.

Проверка: М₂ = 0,855/12 + 0,145/2 + 0,792 ∙ 0,86 ∙ 0,516 = 0,4952 кмоль пр. сг/кг топл;

при п = 3000, 5400 и 6000 об/мин

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:

п

900

3000

5400

	6000	об/мин
Тr	900	1000	1060	1070	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. (3)

Отсюда получим:

п	900	3000	5400	6000	об/мин
pr	0,1039	0,1077	0,1170	0,1201	МПа

Процесс впуска. Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ∆Т_N=8°С. Тогда

;

. (4)

Далее получим:

п	900	3000	5400	6000	об/мин
∆Т	18,58	13,64	7,99	6,587	°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;

. (5)

Отсюда получим:

при n = 900 об/мин ∆p_α= 2,8 • 0.01759² • 900² • 1,189 ×10^-6/2 = 0,0004 МПа;

при n = 3000 об/мин ∆p_α= 2,8 • 0.01759² • 3000² • 1,189 ×10^-6/2 = 0,004635 МПа;

при n = 5400 об/мин ∆p_α= 2,8 • 0.01759² • 5400² • 1,189 ×10^-6/2 = 0,015 МПа;

при n = 6000 об/мин ∆p_α= 2,8 • 0.01759² • 6000² • 1,189 ×10^-6/2 = 0,0185 МПа.

Давление в конце впуска

р_α= p₀ — ∆p_α, (6)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
рα	0,0996	0,09536	0,085	0,0814	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

. (7)

При n = 900 об/мин ;

при n = 3000 об/мин ;

при n = 5400 об/мин ;

при n = 6000 об/мин ;

Температура в конце впуска:

(8)

При n = 900 об/мин К;

при n = 3000 об/мин К;

при n = 5400 об/мин К;

при n = 6000 об/мин К;

Коэффициент наполнения:

. (9)

При n = 900 об/мин

при n = 3000 об/мин

при n = 5400 об/мин

при n = 6000 об/мин

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:

п	900	3000	5400	6000	об/мин
k1	1,3767	1,3771	1,3772	1,3772
Tα	340	337	336	337,6	К
n1	1,370	1,376	1,377	1,377

Давление в конце сжатия

(10)

При n = 900 об/мин МПа;

при n = 3000 об/мин МПа;

при n = 5400 об/мин МПа;

при n = 6000 об/мин МПа.

Температура в конце сжатия

(11)

При n = 900 об/мин К;

при n = 3000 об/мин К;

при n = 5400 об/мин К;

при n = 6000 об/мин К;

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха):

, (12)

где

п	900	3000	5400	6000	об/мин
tc	477,52	480,51	479,88	483,47	°С
	21,85	21,87	21,87	21,875	кДж/(кмоль · град);

б) остаточных газов

- определяется методом экстраполяции;

при n = 900 об/мин, α = 0,86 и t_c =477 °С

кДж/(кмоль • град);

при n = 3000 об/мин, α = 0,96 и t_c =480 °С

кДж/(кмоль • град);

при n = 5400 об/мин, α = 0,96 и t_c =480 °С

кДж/(кмоль • град);

при n = 6000 об/мин, α = 0,96 и t_c =483,47 °С

кДж/(кмоль • град);

в) рабочей смеси

(13)

при n = 900 об/мин

кДж/(кмоль • град);

при n = 3000 об/мин

кДж/(кмоль • град);

при n = 5400 об/мин

кДж/(кмоль • град);

при n = 6000 об/мин

кДж/(кмоль • град);

Процесс сгорания. Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси (14)

При n = 900 об/мин μ₀=0,4952/0,4525=1,0944; μ=(1,0944+0,05136)/(1+0,05136)=1,08979;

при n = 3000 об/мин μ₀=0,5360/0,5041=1,0633; μ=(1,0633+0,04567)/(1+0,04567)=1,06053;

при n = 5400 об/мин μ₀=0,5360/0,5041=1,0633; μ=(1,0633+0,04902)/(1+0,04902)=1,06034;

при n = 6000 об/мин μ₀=0,5360/0,5041=1,0633; μ=(1,0633+0,051855)/(1+0,051855)=1,0602.

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

∆Н_u= 119950(1— α)L₀. (15)

При n = 900 об/мин ∆Н_u= 119950·(1— 0,86)·0,516=8665 кДж/кг;

при n = 3000, 5400 и 6000 об/мин ∆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)]. (16)

При n = 900 об/мин Нраб.см = (43930 - 8665)/[0,4525(1 + 0,05136)]=74126 кДж/кмоль раб. см;

при n = 3000 об/мин Нраб.см = (43930 - 2476)/[0,5041(1 + 0,04567)]=78642 кДж/кмоль раб. см;

при n = 5400 об/мин Нраб.см = (43930 - 2476)/[0,5041(1 + 0,04902)]=78391 кДж/кмоль раб. см;

при n = 6000 об/мин Нраб.см = (43930 - 2476)/[0,5041(1 + 0,05186)]=78180 кДж/кмоль раб. см;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания

(17)

При n = 900 об/мин = (1/0,4952) [0,0512 (39,123 + 0,003349t_z) + 0,02 (22,49 + 0,00143t_z) +0,0625 ∙ (26,67 + 0,004438t_z) + 0,01 (19,678 + 0,001758t_z) + 0,3515 (21,951 + 0,001457t_z)] =

= 24,298 + 0,002033t_z кДж/(кмоль∙град);

при n = 3000, 5400 и 6000 об/мин =(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:

п	900	3000	5400	6000	об/мин
ξz	0,82	0,92	0,91	0,89

Температура в конце видимого процесса сгорания

. (18)

При n = 900 об/мин 0,82 ∙ 74126 + 21,9374 ∙ 477 = 1,08979 ∙ (24,298 + 0,002033t_z)t_z, или

, откуда

°C;

T_z=t_z+273=2325,910974+273=2598,91 K;

при n = 3000 об/мин 0,92 ∙ 78642 + 21,958 ∙ 480 = 1,06053 ∙ (24,656 + 0,002077t_z)t_z, или , откуда

°C;

T_z=t_z+273=2600+273=2873 K;

при n = 5400 об/мин 0,91 ∙ 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;

при n = 6000 об/мин 0,89 ∙ 78179 + 21,978 ∙ 483 = 1,0602 ∙ (24,656 + 0,002077t_z)t_z, или

, откуда

°C

T_z=t_z+273=2529+273=2802 K.

Максимальное давление сгорания теоретическое

р_z = p_cμT_z/T_c^. (19)

При n = 900 об/мин р_z = 1,868802·1,08979·2599/750=7,057 МПа;

при n = 3000 об/мин р_z = 1,812369·1,06053·2873/753=7,333 МПа;

при n = 5400 об/мин р_z = 1,6189·1,06034·2847/752=6,4988 МПа;

при n = 6000 об/мин р_z = 1,5542·1,0602·2802/756=6,10706 МПа;

Максимальное давление сгорания действительное

р_zд = 0,85/ р_z;

п	900	3000	5400	6000	об/мин
рzд	5,9989	6,2334	5,524	5,191	МПа

Степень повышения давления

λ= р_z /p_c (20)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
λ	3,7765	4,046364	4,0143	3,9294

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:

п	900	3000	5400	6000	об/мин
α	0,86	0,96	0,96	0,96
Tz	2599	2873	2847	2802	К
k2	1,2605	1,2515	1,2518	1,2522
n2	1,26	1,251	1,251	1,252

Давление и температура в конце процесса расширения

(21) и (22)

При n = 900 об/мин р_b= 7,05749/8,5^1,26 = 0,4759 МПа и Т_b= 2599/8,5^{1,26 -1} = 1490 К;

при n = 3000 об/мин р_b= 7,333/8,5^1,251 = 0,5042 МПа и Т_b= 2873/8,5^{1,251 -1} = 1679 К;

при n = 5400 об/мин р_b= 6,4988/8,5^1,251 = 0,4468 МПа и Т_b= 2847/8,5^{1,251 -1} = 1664,8 К;

при n = 6000 об/мин р_b= 6,107/8,5^1,252 = 0,419 МПа и Т_b= 2802/8,5^{1,252 -1} = 1634 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

. (23)

При n = 900 об/мин

; ;

при n = 3000 об/мин

; ;

при n = 5400 об/мин

; ;

при n = 6000 об/мин

; , где ∆ — погрешность расчета. На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 1,7%.

Индикаторные параметры рабочего цикла. Теоретическое среднее индикаторное давление

(24)

При n = 900 об/мин

;

при n = 3000 об/мин

;

при n = 5400 об/мин

при n = 6000 об/мин

Среднее индикаторное давление:

МПа (25)

где коэффициент полноты диаграммы принят φ_и = 0,96;

п	900	3000	5400	6000	об/мин
pi	1,1290	1,2131	1,0729	1,0	МПа

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива

(26) и (27)

При n = 900 об/мин ; г/(кВт·ч);

при n = 3000 об/мин ; г/(кВт·ч);

при n = 5400 об/мин ; г/(кВт·ч);

при n = 6000 об/мин ; г/(кВт·ч).

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

(28)

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:

п	900	3000	5400	6000	об/мин
υп.ср	2,4003	8,001	14,4018	16,002	м/с
рм	0,08545	0,1705	0,2677	0,292	МПа

Среднее эффективное давление и механический КПД

(29) и ; (30)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
pi	1,1290	1,2131	1,0729	1,0	МПа
pe	1,04355	1,0426	0,8052	0,70894

МПа

η_м

0,9243

0,8595

0,75049

0,7083

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

(31) и ; (32)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
ηi	0,3166	0,362	0,3353	0,325	МПа
ηe	0,2926	0,31	0,252	0,231	МПа
ge	280	264	325	355	г/(кВт·ч)

Основные параметры цилиндра и двигателя. Литраж двигателя:

V_л = 30τN_e/(p_en) = 30 · 4 · 56/(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;

; (33) ; (34) , (35)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
pe	1,04355	1,0426	0,8052	0,7089	МПа
Ne	12,287	40,92	56,887	55,65	кВт
Me	130,44	130,32	100,649	88,62	Н·м
GT	3,440	10,803	18,488	19,755	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

4. Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строят для номинального режима работы двигателя, т. е. при N_e = 56кВт 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 (36). Отсюда

мм,

гдемм.

№ 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

б) политропа расширения (37).Отсюда

мм

Результаты расчета точек политроп приведены в табл.

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:

, (38)

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.

Построение внешних скоростных характеристик бензинового двигателя

На основании тепловых расчетов проведенных для четырех скоростных режимов работы бензиновых двигателей, получены и сведены в таблицу необходимые величины параметров для построения внешних скоростных характеристик.

Частота вращения коленчатого вала,	Параметры внешней скоростной характеристики
900	12,28	280	130	3,44	0,878	0,86
3000	40,92	264	130	10,8	0,921	0,96
5400	56,89	325	100	18,49	0,879	0,96
6000	55,65	355	88	19,76	0,846	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; (39)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
GT	3,44	10,803	18,488	19,755	кг/ч
Q0	41978	131829	225609	241070	Дж/с

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с:

Q_e = 1000N_e, (40)

п	900	3000	5400	6000	об/мин
Qe	12287	40920	56887	55650	Дж/с

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q_в= ciD^l+2mn^m (H_u - ∆Н_u)/(αН_u), (41)

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.

При n = 900 об/мин Q_в= 0,5·4·7,9^l+2·0,6·900^0,6 (43930 - 8665)/(0,86·43930)=10433 Дж/с;

при n = 3000 об/мин Q_в= 0,5·4·7,9^l+2·0,65·3000^0,65 (43930 - 2476)/(0,96·43930)=41517 Дж/с;

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

при n = 6000 об/мин Q_в= 0,5·4·7,9^l+2·0,65·6000^0,65 (43930 - 2476)/(0,96·43930)=65149 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработанными газами:

. (42)

При n= 900 об/мин Q_r = (3,44/3,6) ·{0,4952· [24,197+ 8,315] · 612 —0,4525 · [20,775+ 8,315]× ×20} = 9164 Дж/с,

где = 24,197 кДж/(кмоль· град) — теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 7 методом интерполяции при α = 0,86 и t_r = Т_r — 273 = 885 — 273 = 612° С); =20,775 кДж/(кмоль · град) — теплоемкость свежего заряда определена по табл. 5 для воздуха методом интерполяции при t₀ = Т₀ — 273 = 293 — 273=20 °С.

При n= 3000 об/мин Q_r = (10,873/3,6) ·{0,536· [25,043+ 8,315] · 735 —0,5041 · [20,775+ 8,315]× ×20} = 38556 Дж/с,

где = 25,043 кДж/(кмоль · град) — теплоемкость остаточных газов (определена по табл. 7 методом интерполяции при α = 0,96 и t_r = Т_r — 273 = 1010 — 273 = 735° С);

при n= 5400 об/мин Q_r = (18,488/3,6) ·{0,536· [25,043+ 8,315] · 897 —0,5041 · [20,775+ +8,315]× 20} = 72240Дж/с,

при n= 6000 об/мин Q_r = (19,755/3,6) ·{0,536· [25,043+ 8,315] · 799 —0,5041 · [20,775+ +8,315]× 20} = 77389 Дж/с,

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.c = ∆Н_uG_т/3,6. (43)

При n = 900 об/мин Q_н.c = 8665 • 3,44/3,6 = 8280 Дж/с;

при n =3000 об/мин Q_н.c =2476 • 10,803/3,6 =7430 Дж/с;

при n =5400 об/мин Q_н.c =2476 • 18,488/3,6 =12716 Дж/с;

при n =6000 об/мин Q_н.c =2476 • 19,755/3,6 =13587 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты

Q_ocт =Q₀-(Q_e+Q_в+Q_r + Q_н.c). (44)

При n = 900 об/мин Q_ост = 41978 —(12287+10433+9163+8279) = 1816 Дж/с;

при n = 3000 об/мин Q_ост = 131829 — (40920 + 41517 + 38556 + 7430) = 3406 Дж/с;

при n =5400 об/мин Q_ост = 225609—(56887 + 60836+ 72240 + 12715) = 22931 Дж/с;

при n =6000 об/мин Q_ост = 241070 — (55650 + 65148 + 77389 + 13587) = 29296 Дж/с.

5. Расчёт кинематики и динамики двигателя

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. (45)

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 (46)

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

Ускорение поршня

=м/с². (47)

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.

Силы давления газов. Индикаторную диаграмму, полученную в тепловом расчете, развертывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Поправка Брикса

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. (48)

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):

. (49)

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

. (50)

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

(51) и . (52)

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 (53)

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

уммирование 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

6. Конструирование и расчёт на прочность деталей 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,

гдемм.

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.

7. Расчёт элементов системы охлаждения

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 = = = 14,7 м/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.

8. Описание конструкции детали и системы

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.

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 — вертикальный, 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

Заключение

На основе полученных в процессе теплового расчёта эффективные показатели двигателя, а также некоторых технических характеристик можно сделать некоторые выводы. Карбюраторный двигатель ВАЗ 2106 производства Волжского автомобильного завода имеет эффективный КПД равный 29%. Удельный эффективный расход топлива составляет 3085 г/кВт∙ч. Среднее эффективное давление 0,91 МПа, что в полнее соответствует такому роду двигателей. Этот мотор можно отнести к высокооборотным, а по эффективной мощности к двигателям со средней мощностью. Отсюда следует, что действительно целесообразно использовать его в качестве привода легковых автомобилей.

Используемая литература:

1. Двигатели внутреннего сгорания. В 3-х книгах. Под редакцией В.Н. Луканина. 1995 Г

2. Курсовое и дипломное проектирование. Методические указания по оформлению курсовых и дипломных проектов (работ) для студентов специальностей 140200 и 240500. Издательство АГТУ, 2002 г.. 45 с

3. Условные графические обозначения в схемах судовых систем и систем энергетических установок. Методическое пособие. Издательство АГТУ, 2002 г. 60 с.

4. Порядок построения, изложения и оформления технического задания. Методические указания. Издательство АТИРПиХ. 1993 г. 12 с.

5. Фомин Ю.Я. и др. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1993. 344 с.

6. Лебедев О.Н., Сомов В.А., Калашников С.А. Двигатели внутреннего сгорания речных судов: Учебник для вузов. М.: Транспорт, 1990. 328 с.

7. Дизели. Справочник. Изд-е 3-е, переработ, и дополн. Под общей редакцией В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, Л.К. Коллерова. Л.: Машиностроение. 1977. 480 с

8. Двигатели внутреннего сгорания. Теория и расчёт рабочих процессов. 4-е изд., переработ, и дополн. Под общей редакцией А.С. Орлина и М.Г. Круглова. М.: Машиностроение. 1984.

9. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчёт на прочность поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издан., переработ, и дополн. Под общей редакцией А.С. Орлина и М.Г. Круглова. М.: Машиностроение. 1984. 384 с.

10. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. Колчин А.И. 3-е издание. 2002–496 с.