Реферат Расчет двигателя внутреннего сгорания

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 22.11.2024

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального обучения

«Братский государственный университет»

Кафедра «Автомобильный транспорт»

Курсовой проект

Двигатели. Основы расчета.
ДВИГАТЕЛЬ ДЛЯ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ ОСОБО МАЛОГО КЛАССА С ПРИНУДИТЕЛЬНЫМ ЗАЖИГАНИЕМ

Пояснительная записка

19060165.ДР02КП.00000.ПЗ
Выполнил:

ст. гр. АТ-06-2 И.А. Баранов
Проверил:

Доцент, к.т.н. C.Л. Витковский

Братск 2010

СОДЕРЖАНИЕ

Ведение___________________________________________________________________________________4
1.ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ

1.1.               Выбор конструктивных параметров__________________________________________________5

1.2.               Выбор параметров топлива_________________________________________________________5

1.3.               Определение начальных параметров ТВС_____________________________________________6

1.4.               Выбор параметров индикаторной диаграммы__________________________________________6
2.            РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ

2.1.               Параметры процесса впуска________________________________________________________9

2.2.               Параметры процесса сжатия________________________________________________________10

2.3.               Процесса сгорания ___________________________________

_____________________________11

2.4.               Параметры процесса расширения и выпуска___________________________________________13

2.5.               Индикаторные показатели двигателя_________________________________________________13

2.6.               Эффективные показатели двигателя__________________________________________________14

2.7.               Индикаторная диаграмма двигателя__________________________________________________15
3.            РАСЧЕТ ДИНАМИКИ ДВИГАТЕЛЯ

3.1.               Определение параметров расчетной модели ___________________________________________18

3.2.               Расчет сил, действующих между деталями КШМ_______________________________________21

3.3.               Построение полярной диаграммы сил S и Rшш________________________________________24

3.4.               Определение индикаторного момента двигателя________________________________________27

3.5.               Уравновешивание двигателя________________________________________________________28

4.            КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ И СИСТЕМ

4.1.               Поршневая группа ________________________________________________________________29

4.1.1.           Конструкция деталей поршневой группы___________________________________________29

4.1.2.           Расчет деталей поршневой группы________________________________________________30

4.2.               Шатунная группа__________________________________________________________________37

4.2.1.           Конструкция деталей шатунной группы ___________________________________________37

4.2.2.           Расчет деталей шатунной группы__________________________________________________38

4.3.               Группа коленчатого вала___________________________________________________________44

4.3.1.           Конструкция деталей группы коленчатого вала ____________________________________44

4.3.2.           Расчет деталей группы коленчатого вала __________________________________________44

4.4.               Корпусные детали_________________________________________________________________48

4.4.1.           Конструкция корпусных деталей__________________________________________________48

4.4.2.           Расчет корпусных деталей________________________________________________________48

4.5.               Газораспределительный механизм ___________________________________________________52

4.5.1.           Конструкция ГРМ______________________________________________________________52

4.5.2.           Расчет деталей ГРМ_____________________________________________________________52

4.6.               Система смазки___________________________________________________________________58

4.7.               Система охлаждения_______________________________________________________________59
5.            ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА СПРОЕКТИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ

5.1.               Построение ВСХ двигателя_________________________________________________________60

5.2.               Выбор параметров для определения качества двигателя_________________________________62

5.3.               Анализ показателей спроектированного двигателя______________________________________63
Список использованной литературы____________________________________________________________64

Ведомость проекта

Введение

В данном курсовом проекте проектируется карбюраторный двигатель для легкового автомобиля малого класса, мощностью N = 38 кВт, при частоте вращения коленчатого вала двигателя n = 6000 об/мин.

Дополнительным требованием при проектировании данного двигателя является низкая токсичность.

Проектируемый двигатель будет применяться на автомобилях особо малого класса, эксплуатируемых как в городской черте так и вне её.

1 ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДВИГАТЕЛЯ
1.1
Выбор конструктивных параметров

Выбираем жидкостную систему охлаждения, так как двигатели с жидкостным охлаждением более распространены, лучше освоено их производство, поэтому их стоимость меньше, чем стоимость двигателей с воздушным охлаждением. Жидкостное охлаждение более интенсивно и лучше обеспечивает необходимое температурное состояние деталей.

Предлагаю использовать четырехцилиндровый рядный двигатель, так как я проектирую двигатель для легкового автомобиля малого класса.

Степень сжатия современных карбюраторных двигателей изменяется в пределах 8…12, с целью уменьшения шумности двигателя, а также повышение топливной экономичности принимаем степень сжатия e=8,3

          Выбираем полусферическую камеру сгорания, так как данный параметр не влияет на токсичность.

          Из ориентировочных пределов отношения хода поршня к диаметру цилиндра (S/D=0,7…1,1) я выбрал S/D=0,8. Это позволит мне получить при заданных оборотах коленчатого вала умеренную среднюю скорость поршня и тем самым повысить механический КПД двигателя.

Коэффициент наполнения h_v является наиболее важной величиной, характеризующей процесс впуска. Из предложенных значений для карбюраторного двигателя без наддува (h_v=0,7…0,8) я выбираю h_v=0,7.

          Из предложенных значений скорости поршня (С_n = 9…15 м/с) для своего двигателя я выбираю скорость поршня С_n = 12,5 м/с.

1.2 Выбор параметров топлива

          Для обеспечения без детонационного сгорания следует применять бензиновое топливо, октановое число которого равно или выше требуемого данным двигателем. Величина требуемого октанового числа зависит главным образом от степени сжатия e и диаметра цилиндра D. С учетом e и D выбираем АИ-92.

Молекулярная масса топлива для бензинов μт =110…120 кг/моль, я выбираю μт = 110 кг/моль.

Низшая теплота сгораний топлива Нu = 44 МДж/кг.

          При режиме максимальной мощности a=0,8…0,98, принимаем a=0,9.

          Так как разрабатываемый мною двигатель не имеет наддува, то давление я принимаю равным Р₀=0,1 МПа, а температура Т₀=293 К.
1.3

Определение начальных параметров ТВС

          Повышение температуры улучшает процесс испарения топлива. Для своего двигателя из предлагаемого промежутка DТ=0…20 С, я выбирал температуру подогрева свежего заряда DТ=10.

          Увеличение коэффициента использования теплоты благоприятно сказывается на качестве сгорания рабочей смеси, улучшается смесеобразование, поэтому коэффициент использования теплоты x_z выбирается из опытных данных x_z=0,95.

          Значение давления в конце такта выпуска определяется:

          Значение температуры в конце такта выпуска Тr = 900…1000 выбираем Tr = 1000 K.
1.4
Выбор параметров индикаторной диаграммы

Показатель политропы сжатия для карбюраторных двигателей находиться в пределах 1,3 …1,4. Для проектируемого мною двигателя используем показатель политропы сжатия равный n₁ = 1,38.

Показатель политропы расширения для карбюраторных двигателей находиться в пределах 1,18 …1,28. Для проектируемого мною двигателя используем показатель политропы расширения равный n₂ = 1,22.

Показатель скругления индикаторной диаграммы для проектируемого мною двигателя находиться в пределах 0,92…0,97. Принимаем показатель скругления индикаторной диаграммы j_u= 0,95.

Таблица 1.1 - Исходные данные для расчета двигателя

		Вариант № 12	ДВС для легкового автомобиля среднего класса	Легкий пуск при низких температурах
Параметр	Обозначение	Пределы	Размерность	Выбранные значения
Параметр	Обозначение	Пределы	Размерность	1	2
1	2	3	4	5	6
Конструктивные: 1.Макс. мощность 2.Частота вращения КВ 3.Количество и расположение цилиндров 4.S/D 5.Степень сжатия 6.Коэффи-циент наполнения 7.Средняя скорость поршня	N_e n_е i S/D e h_v C_n	- - 1-12 0,7…1,1 6,5…11 0,7...0,8 9…15	кВт об/мин - - - - м/с	38 6000 4-рядн. 0,8 8,3 0,7 12,5
Т.В.С. 1.Нисшая теплота сгорания 2.Молек. масса топлива 3.Массовая доля углерода 4.Массовая доля водорода 5.Массовая доля кислород 6.Коэффи-циент избытка воздуха	H_u μ_т С Н О a	- 110…120 - - - 0,8…0,98	МДж/кг кг/кмоль кг(С)/кг(т) кг(Н)/кг(т) кг(О)/кг(т) -	44 110 0,855 0,145 0 0,9
Индикаторные 1.Температура подогрева свежего заряда 2.Показательполитропы сжатия 3.Коэфф. выделения тепла 4.Показатель политропы расширения 5.Давление отработавших газов 6.Температура отработавших газов 7.Показатель скругления индикаторной диаграммы	DT n₁ x_z n₂ P_r Т_r j_u	0…20 1,3…1,4 0,9…0,95 1,18...1,28 (1,05...1,25)P₀ 900…1000 0,92…0,97	⁰C - - - Мпа K -	10 1,38 0,95 1,22 0,11 1000 0,95

2 РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ
Расчет рабочего цикла двигателя производиться с целью определения основных показателей двигателя и размеров его цилиндров, исходя из задания на проектирование, а также с учетом выбранных исходных данных, с помощью программы на ЭВМ.

2.1 Процесс впуска

В процессе наполнения в цилиндры поступает свежий заряд, количество которого (в кмоль/кг(т) ) определяется из выражения:

где - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива, кмоль(в)/кг(т);

От предыдущего цикла образуются остаточные газы, количество и состав которых зависят от коэффициента избытка воздуха. Общее количество остаточных газов М₂ (в кмоль/кг топл.) определяется как сумма его составляющих:

В процессе выпуска остаточные газы удаляются, однако в цилиндрах остается некоторое количество остаточных газов того же состава, которые характеризуются давлением, температурой, а также коэффициентом остаточных газов g_r:

          Количество остаточных газов (в кмоль/кг топл):

          Свежий заряд в цилиндре перемешивается с остаточными газами, в результате чего образуется рабочая смесь, давление и температура которой в конце процесса впуска с достаточной степенью точности определяется из уравнений:

2.2 Процесс сжатия

          Давление (в МПа) и температура (в К) в конце процесса сжатия определяются из:

Внутренняя энергия свежей смеси в конце процесса сжатия определяется из выражения (кДж/кмоль):

где t_c – температура в конце такта сжатия, К;

- средняя молярная теплоемкость свежего заряда при V=const, t_c=const;

Внутренняя энергия остаточных газов в конце процесса сжатия, кДж/кмоль:

где - средняя молярная теплоемкость остаточных газов при V=const,

t_c=const .

          Внутренняя энергия рабочей смеси в конце процесса сжатия из выражения:


2.3 Процесс сгорания

          Процесс сгорания – основной процесс рабочего цикла двигателя. Теплота от сгорания топлива идет на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершения полезной работы. Теплота сгорания рабочей смеси Н_см (в кДж/кмоль) определяется:

где Н_u– низшая теплота сгорания топлива ( кДж/кг ); - кол-во теплоты не выделившейся в следствие неполноты сгорания топлива (кДж/кг).

Далее определяется химический m₀ и действительный m коэффициент молекулярного изменения:

          Для определения давления и температуры в конце сгорания необходимо решить уравнение сгорания (a<1).

так как является функцией t_z , то после подстановки и преобразования в квадратное уравнение вида:

где   – численные коэффициенты

Решая это уравнение получаем

          Далее определяем давление газов в конце сгорания. Для карбюраторного двигателя максимальное давление сгорания определяется по формуле:

2.4 Процессы расширения и выпуска

          В результате осуществления процесса расширения происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу.

Давление (МПа) и температура (К) в конце процесса расширения для двигателей с принудительным зажиганием определяются из выражений:

где n₂ – средний показатель политропы расширения.
2.5 Индикаторные показатели двигателя

          Среднее индикаторное давление (в МПа) для карбюраторного двигателя не скругленной диаграммы определяется из выражения:

          Среднее индикаторное давление действительного цикла определяется по формуле:



где j_u – коэффициент скругления индикаторной диаграммы.

          Индикаторный КПД двигателя рассчитывается по следующей зависимости:



где
l₀ - теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг топлива (для карбюраторного двигателя l₀=14,96 кг_в/кг_т );

        Н
_u – низшая теплота сгорания (Дж/кг);

        r₀ – плотность заряда на впуске (кг/м³);

        h
_v – коэффициент наполнения.

          Индикаторный удельный расход топлива определяется из выражения:

2.6 Эффективные показатели двигателя

          Среднее давление механических потерь зависит от средней скорости поршня С_п и конструктивных особенностей двигателя.

          Для четырехтактного карбюраторного двигателя:

          Среднее эффективное давление:

          Механический КПД двигателя:

          Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива определяются из выражений:

Рабочий объем двигателя (в дм³) определяется из выражения:

где t - тактность двигателя.

          Рабочий объем одного цилиндра ( в дм³ ) :

где i – число цилиндров.

          Диаметр цилиндра и ход поршня (в мм):

где k=S/D=0,8

          Далее определяются уточненные значения C_n (в м/с):

          Уточненное значение объема двигателя:

          Уточненное значение объема одного цилиндра:

          Уточненное значение эффективной мощности двигателя:

          Литровая мощность N (кВт):

2.7 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма двигателя строится на миллиметровке формата А1. В начале построения на оси абсцисс откладывается отрезок АВ, соответствующий рабочему объему цилиндра, по величине равный ходу поршня в масштабе 1:1.

Отрезок ОА (мм) соответствует объему камеры сгорания:

По данным теплового расчета (см. приложение 1) на диаграмме откладывают в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках: q, c, z, z^’ и b.

Соединяя точки а и с плавной кривой, проходящей через вычисленные и нанесенные на поле диаграммы точки политропы сжатия, точки z и b – кривой, проходящей через точки политропы расширения, а точки с с z и b с а прямыми линиями, получаем расчетную индикаторную диаграмму. Процессы впуска и выпуска принимаются протекающими при P=const и V=const. Действительная индикаторная диаграмма ac^’
c^’’
z_д
b^’
b^”
a отличается от расчетной, так как в реальном двигателе за счет опережения зажигания рабочая смесь воспламеняется до прихода поршня в ВМТ и повышает давление в конце процесса сжатия.

Учитывая быстроходность двигателя ориентировочно устанавливаем следующие фазы газораспределения: впуск – начало ( точка r^’ ) за 12⁰ до ВМТ и окончание (точка а^”) – 40⁰после НМТ, выпуск – начало (точка в^’) за 42⁰ до НМТ, окончание (точка а’) – 10⁰ после ВМТ.

С учетом быстроходности двигателя гол опережения впрыска 21⁰(точка с’) и продолжительность периода задержки воспламенения Dj=9⁰ (точка f).

Таблица 2.1 – Результаты расчета ординаты точек в^’, r^’, а’, r^”, с’, f

Обозначение точек	Положение точек	j		Расстояние АХ от ВМТ , мм
в^’ r^’ r^” а’ с’ f	60⁰ до ВМТ 21⁰до ВМТ 18⁰послеВМТ 60⁰после ВМТ 21⁰до ВМТ (21-9)⁰до ВМТ	120 21 18 120 21 12	1,59 0,082 0,060 1,59 0,082 0,027	63,305 3,265 2,389 63,305 3,265 1,075

Масштаб для индикаторной диаграммы: М_p=0,05МПа/мм.

Масштаб хода поршня: М_s=1,5 мм/мм.

Ординаты характерных точек:

P_z/M_p=6,01/0,05=120,2 мм;

P₀/M_p=0,1/0,05=2 мм;

P_r/M_p=0,11/0,05=2,2 мм;

P_c/M_p=1,588/0,05=31,76 мм;

P_a/M_p=0,077/0,05=1,54 мм;

P_b/M_p=0,412/0,05=8,24 мм;

P_c_’’/M_p=1,985/0,05=39,7 мм.

Нарастание давления от точки с до z_д составляет:

P_zd – P_c_’’ =5,108 – 1,985 = 3,123 МПа

3,123/12=0,260 МПа/град п.к.в.
3 РАССЧЕТ ДИНАМИКИ ДВИГАТЕЛЯ

3.1 Определение параметров расчетной модели

          Силы давления газов, действующих на площадь цилиндра, для упрощения динамического расчета заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Ее определяют для каждого момента времени (угле j) по действительной индикаторной диаграмме.

    Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленчатого вала обычно осуществляют по методу профессора Ф.А. Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строят вспомогательную полуокружность радиусом R=S/2=39,814 мм. Далее от центра полуокружности ( точка О) в сторону НМТ откладывают поправку   Брикса, равную

Полуокружность делят лучами от центра О на несколько частей, а из центра Брикса (точка О) проводят линии, параллельные этим лучам. Точки, полученные на полуокружности соответствуют определенным углам j. Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные величины давлений откладывают на вертикали соответствующих углов j.

          Развертку индикаторной диаграммы начинаем от ВМТ в процессе такта впуска. При этом следует учесть, что на свернутой диаграмме давление откладывается от абсолютного нуля, а на развернутой диаграмме показывают избыточное давление над поршнем:

          Следовательно, давление в цилиндре двигателя меньше атмосферного и на развернутой диаграмме будет отрицательным. Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала считаются положительными, а от оси коленчатого вала отрицательными.

Силы давления на поршень:

где F_п – площадь поршня, м²,

     P_Г и P₀ – давление газов в любой момент времени и атмосферное

                        давление, МПа.

По характеру движения массы деталей КШМ можно разделить на движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна) и совершающие вращательное движение ( КВ и нижняя головка шатуна ), а также совершающие сложное движение ( стержень шатуна ).

          Для упрощения динамического расчета действительный КШМ заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Схема аксиального КШМ представлена на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 – Схема аксиального КШМ.
    Массу поршневой группы m_п считают сосредоточенной на оси поршневого пальца в точке А (Рис. 3.1.). Массу шатунной группы m_ш заменяют двумя массами, одна из которых ( m_шп ) сосредоточенна на оси поршневого пальца в т. А, а другая ( m_шк) на оси кривошипа в т. В.



Величины этих масс:

         где
L_ш – длина шатуна , мм

                L_шк – расстояние от центра кривошипной головки до центра тяжести шатуна ,мм


m_ш – масса шатуна, кг

                L_шп – расстояние от центра поршневой головки до центра тяжести шатуна, мм.

          Таким образом, система сосредоточенных масс динамически эквивалентна системе КШМ. Она состоит из массы m_j= m_шп+ m_п  сосредоточенной в т. А, движущейся возвратно-поступательно и массы m_R = m_k + m_шк , сосредоточенной в точке В и обладающие вращательным движением.

          При расчете принимаем среднее значение m_п, m_ш, m_к.

          Для приближенного определения значений m_п, m_ш, m_к, используем конструктивные массы m^’= m / F_п(кг/м²).

          По данным таблицы 8.1 [1] выбираем конструктивные массы для карбюраторного двигателя с диаметром поршня D=99,536 мм , тогда:

Масса поршневой группы:

Материал поршневой группы – алюминиевый сплав.

Масса кривошипа:

Коленчатый вал стальной кованный со сплошными шейками.

Масса шатуна:

Определяем m_j:

Определяем m_R:

3.2 Расчет сил, действующих между деталями КШМ

          Силы инерции, действующие в КШМ в соответствии с характером движения приведенных масс подразделяют на силы инерции поступательно движущихся масс P_j и центробежной силы инерции вращающихся масс K_R.

Определяем угловую скорость К.В:

.

Определяем центробежную силу инерции вращающихся масс:

Центробежная сила инерции является результирующей двух сил: силы инерции вращающихся масс шатуна и силы инерции вращающихся масс кривошипа.

Определяем силы давления газов на поршень:

,

где - давление газов в надпоршневом пространстве (МПа);

       - площадь поршня (мм).

Определяем ускорения поршня

          Силы инерции от возвратно-поступательно движущихся масс:

          Суммарные силы, действующие в КШМ определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс:

Определяем угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра

          Сила N(кН), действующая перпендикулярно оси цилиндра называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:

          Нормальная сила N считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси КВ направлен противоположно направлению вращения вала двигателя.

          Сила S (кН), действующая вдоль шатуна, воздействует на него и далее передается кривошипу. Она считается положительной, если сжимает шатун и отрицательной, если растягивает его:

От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:

1) сила, направленная по радиусу кривошипа (кН):

2) сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа (кН):

          Сила К считается положительной, если она сжимает щеки колена. Сила Т принимается положительной, если направление момента, создаваемого ею совпадает с направлением вращения КВ.

Таблица 3.1 - Таблица расчета сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме.

j, град п.к.в.	p, МПа	, кН	, кН	Р, кН	N, кН	Т, кН	К, кН	S, кН
0	0,010	0,078	-18,719	-18,641	0	0	-18,641	-18,641
20	-0,010	-0,008	-17,051	-17,059	-1,523	-7,266	-15,509	-17,127
40	-0,021	-0,163	-12,300	-12,463	-2,112	-9,629	-8,189	-12,641
60	-0,021	-0,163	-5,831	-5,995	-1,385	-5,884	-1,798	-6,153
80	-0,021	-0,163	0,670	0,506	0,134	0,522	-0,044	0,524
100	-0,022	-0,171	5,829	5,658	1,498	5,312	-2,458	5,853
120	-0,022	-0,171	9,025	8,854	2,046	6,645	-6,199	9,087
140	-0,025	-0,194	10,462	10,267	1,740	5,266	-8,984	10,414
160	-0,026	-0,202	10,869	10,667	0,952	2,753	-10,349	10,709
180	-0,023	-0,179	10,994	10,815	0	0	-10,815	10,815
200	-0,022	-0,171	11,133	10,962	0,979	-4,699	-9,967	11,006
220	0,001	0,008	10,958	10,966	1,859	-8,473	-7,206	11,122
240	0,017	0,132	9,694	9,826	2,270	-9,645	-2,947	10,085
260	0,018	0,140	6,590	6,730	1,782	-6,937	0,586	6,962
280	0,018	0,140	1,430	1,570	0,416	-1,474	0,682	1,624
300	0,096	0,747	-5,162	-4,416	-1,020	3,314	-3,091	-4,532
320	0,373	2,901	-11,803	-8,902	-1,509	4,566	-7,789	-9,029
325	0,475	3,694	-13,269	-9,575	-1,444	4,309	-8,671	-9,683
330	0,637	4,954	-14,604	-9,650	-1,265	3,729	-8,990	-9,733
335	0,815	6,339	-15,784	-9,445	-1,044	3,045	-9,002	-9,503
340	1,043	8,112	-16,787	-8,675	-0,775	2,239	-8,417	-8,710
345	1,305	10,149	-17,595	-7,446	-0,502	1,442	-7,322	-7,463
350	1,568	12,195	-18,193	-5,998	-0,271	0,775	-5,954	-6,004
355	1,789	13,914	-18,570	-4,656	-0,106	0,301	-4,648	-4,658
360	1,902	14,792	-18,719	-3,926	0	0	-3,926	-3,926
365	2,900	22,554	-18,637	3,917	0,089	0,430	3,894	3,918
370	4,900	38,109	-18,327	19,782	0,894	4,315	19,326	19,802
375	4,862	37,813	-17,795	20,018	1,350	6,485	18,987	20,064

Продолжение таблицы 3.1.

380	4,244	33,007	-17,051	15,956	1,424	6,796	14,506	16,019
385	3,623	28,177	-16,110	12,067	1,334	6,309	10,372	12,140
390	3,053	23,744	-14,990	8,754	1,148	5,371	7,007	8,829
395	2,551	19,840	-13,712	6,128	0,924	4,272	4,490	6,197
400	2,351	18,284	-12,300	5,985	1,014	4,624	3,933	6,070
420	1,262	9,815	-5,831	3,984	0,920	3,910	1,195	4,089
440	0,799	6,214	0,670	6,884	1,823	7,096	-0,600	7,121
460	0,551	4,285	5,829	10,114	2,678	9,496	-4,394	10,463
480	0,425	3,305	9,025	12,330	2,849	9,254	-8,632	12,655
500	0,356	2,769	10,462	13,230	2,243	6,786	-11,576	13,419
520	0,322	2,504	10,869	13,374	1,194	3,452	-12,975	13,427
540	0,317	2,465	10,994	13,459	0	0	-13,459	13,459
560	0,082	0,638	11,133	11,771	1,051	-5,014	-10,702	11,818
580	0,022	0,171	10,958	11,129	1,886	-8,599	-7,313	11,288
600	0,015	0,117	9,694	9,811	2,267	-9,630	-2,942	10,069
620	0,012	0,093	6,590	6,683	1,770	-6,889	0,582	6,914
640	0,010	0,078	1,430	1,508	0,399	-1,416	0,655	1,560
660	0,008	0,062	-5,162	-5,100	-1,178	3,828	-3,571	-5,234
680	0,008	0,062	-11,803	-11,741	-1,990	6,022	-10,273	-11,908
700	0,008	0,062	-16,725	-16,725	-1,493	4,317	-16,227	-16,791

3.3 Построение полярной диаграммы сил
S и
R_ШШ

Результирующая сила, действующая на шатунную шейку рядного двигателя (рисунок 3.2):

Рисунок 3.2 – Силы действующие на шатунную шейку вала

где - сила, действующая на шатунную шейку по кривошипу, кН.

Значения для остальных точек в зависимости от угла поворота коленчатого вала занесены в таблицу 3.2.

Таблица 3.2 – Результаты расчета сил Р_к и R_шш.

_˚п.к.в.	_Pк,кН	R_шш, кН	_˚п.к.в.	_Pк,кН	R_шш, кН	_˚п.к.в	_Pк,кН	R_шш, кН	_˚п.к.в	_Pк,кН	R_шш,кН
_0˚	_-28,875	_28,875	_240˚	_- _-13,181	_16,333	_360˚	_-14,161	_14,161	_480˚	_-18,867	_21,014
_20˚	_- _25,744	_26,749	_260˚	_-9,648	_11,883	_365˚	_-6,34	_6,355	_500˚	_-21,811	_22,842
_40˚	_- _18, ₄ ₂₄	_20,788	_280˚	_-9,552	_9,665	_370˚	_9,092	_10,064	_520˚	_-23,210	_23,465
_60˚	_- _12,032	_13,394	_300˚	_-13,326	_13,732	_375˚	_8,752	_10,893	_540˚	_-23,693	_23,693
_80˚	_- _10,278	_10,292	_320˚	_-18,024	_18,593	_380˚	_4,272	_8,027	_560˚	_-20,936	_21,528
_100˚	_-1 _2,692	_13,759	_325˚	_-18,906	_19,391	_385˚	_0,138	_6,310	_580˚	_-17,547	_19,541
_120˚	_- _16,433	_17,725	_330˚	_-19,224	_19,582	_390˚	_-3,227	_6,266	_600˚	_-13,176	_16,320
_140˚	_- _19,218	_19,927	_335˚	_-19,236	_19,476	_395˚	_-5,745	_7,159	_620˚	_-9,652	_11,858
_160˚	_- _20,584	_20,767	_340˚	_-18,651	_18,785	_400˚	_-6,302	_7,816	_640˚	_-9,579	_9,683
_180˚	_-21,049	_21,049	_345˚	_-17,556	_17,615	_420˚	_-9,040	_9,849	_660˚	_-13,805	_14,326
_200˚	_-20,201	_20,733	_350˚	_-16,189	_16,207	_440˚	_-10,834	_12,951	_680˚	_-20,507	_21,373
_220˚	_- _17,440	_19,389	_355˚	_-14,882	_14,885	_460˚	_-14,628	_17,440	_700˚	_-26,461	_26,811

По полученным точкам строим диаграмму нагрузки на шатунную шейку в прямоугольных координатах С помощью этого графика определяем R_шш_max=28,875 кН, R_шш _cp= 17,57 кН и R_шш _min= 6,266 кН.

Строим диаграмму силы S (кН). Она определяется геометрическим сложением сил (j) и (j), которые являются тангенциальными и радиальными компонентами силы S, то есть

Полученная кривая называется полярной диаграммой силы S, при изменении j по ней скользит конец вектора S, а начало вектора находится в начале координат.

Относительно нового центра О_ш та же диаграмма дает полярную диа-

грамму силы R_шш.

Диаграмма износа шатунной шейки строится с помощью полярной диаграммы R_шш. Полярная диаграмма износа шатунной шейки – зависимость относительной величины износа от номера участка поверхности шейки. Для построения диаграммы износа шатунной шейки проводим окружность в произвольном масштабе, делим ее на 12 равных участков. При нахождении средних износов исходим из того, что износ пропорционален силе R_шш по модулю U» ½R_шш½, а направление определяем для данного j участка, которые будут изнашиваться и два соседних участка влево и вправо.

Строим таблицу зависимости износа шатунной шейки от угла поворота КВ по участкам. Складывая числа по вертикали, получаем в нижней строчке некоторую величину, пропорциональную износу, которую откладываем на полярной диаграмме из центра участка по направляющей к центру шейки в масштабе. Получаем точки, характеризующие средний износ на данном участке.

Таблица 3.3 – Значение сил R_шш для секторов диаграммы износа.

φ˚п.к.в.	Rшш для секторов ,кН
	1		2		3		4		5		6		7		8	9	10	11	12
0˚	28,9		28,9		28,9		-		-		-		-		-	-	-	28,9	28,9
20˚	26,7		26,7		26,7		-		-		-		-		-	-	-	-	26,7
40˚	20,8		20,8		20,8		-		-		-		-		-	-	-	-	20,8
60˚	13,4		13,4		13,4		-		-		-		-		-	-	-	-	13,4
80˚	10,3		10,3		-		-		-		-		-		-	-	-	10,3	10,3
100˚	13,8		13,8		-		-		-		-		-		-	-	-	13,8	13,8
120˚	17,7		17,7		-		-		-		-		-		-	-	-	17,7	17,7
140˚	19,9		19,9		-		-		-		-		-		-	-	-	19,9	19,9
160˚	20,8		20,8		-		-		-		-		-		-	-	-	20,8	20,8
180˚	21.0		21.0		21.0		-		-		-		-		-	-	-	21.0	21.0
200˚		20,7		20,7		20,7		-		-		-		-	-	-	-	-	20,7
220˚		19,4		19 .4		19,4		-		-		-		-	-	-	-	-	19,4
240˚		16,3		16,3		16,3		16,3		-		-		-	-	-	-	-	-
260˚		11,9		11,9		11,9		11,9		-		-		-	-	-	-	-	-
280˚		9,7		9,7		9,7		-		-		-		-	-	-	-	-	9,7
300˚		13,7		13,7		-		-		-		-		-	-	-	-	13,7	13,7
320˚		18,6		18,6		-		-		-		-		-	-	-	-	18,6	18,6
340˚		18,8		18,8		-		-		-		-		-	-	-	-	18,8	18,8
360˚		14,2		14,2		14,2		-		-		-		-	-	-	-	14,2	14,2
380˚		-		-		-		-		-		-		8,0	8,0	8,0	8,0	-	-
400˚		7,8		-		-		-		-		-		-	-	-	7,8	7,8	7,8
420˚		9,8		9,8		-		-		-		-		-	-	-	-	9,8	9,8
440˚		12,9		-		-		-		-		-		-	-	-	12,9	12 .9	12 .9
460˚		17,4		-		-		-		-		-		-	-	-	17,4	17,4	17,4
480˚		21,0		21,0		-		-		-		-		-	-	-	-	21,0	21,0

Продолжение таблицы 3.3

500˚	22, 8	22,8	-	-	-	-	-	-	-	-	22, 8	22, 8
520˚	23,5	23,5	-	-	-	-	-	-	-	-	23,5	23,5
540˚	23,7	23,7	23,7	-	-	-	-	-	-	-	23,7	23,7
560˚	21,5	21,5	21,5	-	-	-	-	-	-	-		21,5
580˚	19,5	19,5	19,5	-	-	-	-	-	-	-	-	19,5
600˚	16,3	16,3	16,3	16,3	-	-	-	-	-	-	-	-
620˚	11,9	11,9	11,9	11,9	-	-	-	-	-	-	-	-
640˚	9,7	9,7	9,7	-	-	-	-	-	-	-	-	9,7
660˚	14,3	14,3	-	-	-	-	-	-	-	-	14,3	14,3
680˚	21,4 .	21, 4	-	-	-	-	-	-	-	-	21, 4	21, 4
700˚	26,8	26,8	-	-	-	-	-	-	-	-	26,8	26,8
∑ Rшш i ,кН	617	579	306	56	0	0	8	8	8	46	399	560

3.4 Определение индикаторного момента двигателя

Крутящий момент одного цилиндра,(Н м) :

          Для построения кривой суммарного крутящего момента производят графическое суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками.

          Среднее значение суммарного крутящего момента определяется по площади, заключенной между графиком и линией ОА.

где F₁ и F₂ – площади, заключенные между кривой М_кр и ОА

            ОА – длинна между вспышками на диаграмме.

          Период изменения крутящих моментов четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками:

    Суммирование значений крутящих моментов всех шести цилиндров двигателя производится табличным методом через каждые 20⁰ п.к.в.
Таблица 3.4 - Построение суммарного крутящего момента

φ˚	Цилиндры								∑М кр, Н·м
	1-й		2-й		3-й		4-й
	φ˚ кр.	Мкр.ц. Н·м	φ˚ кр.	Мкр.ц. Н·м	φ˚ кр.	Мкр.ц. Н·м	φ˚ кр	Мкр.ц. Н·м
0˚	0˚	0	180˚	0	360˚	0	540˚	0	0
20˚	20˚	-289,282	200˚	-185,895	380˚	270,568	560˚	-199,611	-404,220
40˚	40˚	-383,383	220˚	-337,332	400˚	184,108	580˚	-342,356	-878,963
60˚	60˚	-234,272	240˚	-384,008	420˚	155,682	600˚	-383,4	-845,998
80˚	80˚	20,775	260˚	-276,195	440˚	282,506	620˚	-274,28	-247,194
100˚	100˚	211,487	280˚	-58,696	460˚	378,063	640˚	-56,371	474,483
120˚	120˚	264,557	300˚	131,943	480˚	368,436	660˚	152,393	917,329
140˚	140˚	209,68	320˚	181,803	500˚	270,196	680˚	239,777	901,456
160˚	160˚	109,627	340˚	89,158	520˚	137,442	700˚	171,884	508,111
180˚	180˚	0	360˚	0	540˚	0	720˚	0	0

          Средний момент по кривой М_ср= 85,605 Н м

          Максимальное значение момента М_max= 917,329 Н∙м

          Минимальное значение момента М_min= -878,963 Н∙м

          Действительный эффективный крутящий момент, снимаемый с вала двигателя:



      где h_м – механический КПД двигателя.
3.5 Уравновешивание двигателя

Порядок работы 1 – 2

          Силы инерции 1-го порядка и их моменты при данном расположении кривошипов взаимно уравновешиваются

          Силы инерции 2-го порядка для всех цилиндров равны и направлены в одну сторону

          Силы инерции 2-го порядка можно уравновесить лишь с помощью динамических валов, но это приведет к усложнению конструкции и увеличению веса двигателя, а следовательно и его шумности. Поэтому силы инерции 2-го порядка не уравновешиваем.

4 РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ
4.1 Поршневая группа
4.1.1 Конструкция поршневой группы

          Уплотняющий пояс поршня снабжен двумя компрессионными и одним маслосъемным кольцом, при этом улучшается отвод тепла от днища поршня к стенкам цилиндра. Днище поршня в зоне бобышек укреплено ребрами жесткости, которые увеличивают жесткость поршня.

          Первое (верхнее) компрессионное кольцо выполнено с симметричной бочкообразной наружной поверхностью, покрытой слоем твердого хрома. Второе компрессионное кольцо скребкового типа. Маслосъемное кольцо представляет собой наборное кольцо, состоящее из двух дисков и двухфункционального расширителя.

                   Поршень с шатуном соединяются пальцем плавающего типа, что обеспечит большую долговечность соединения. От осевого смещения палец фиксируется стопорными кольцами. Смазка – через отверстия в головке шатуна и втулке.

Рисунок 4.1 – Эскиз поршня

4.1.2 Расчет деталей поршневой группы

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики, динамического) диаметр цилиндра D=80,629 мм, ход поршня S=64,503 мм, , наибольшая нормальная сила N=2,849 кH при j= 480⁰ , масса поршневой группы m_п=0,51 кг, l= 0,26, n_хх_max= 6600 об/мин.

          С учетом соотношений принимаем:

          Толщина днища поршня:

          Высота поршня:

          Высота юбки поршня:

          Высота верхней части поршня:

          Диаметр бобышек:

          Расстояние между торцами бобышек:

          Толщина стенки юбки поршня:

          Толщина стенки головки поршня:

          Расстояние до первой поршневой канавки:

          Толщина первой кольцевой перемычки:

          Радиальная толщина кольца:

                   Компрессионного

                   Маслосъемного

          Внутренний диаметр поршня:

          Высота колец:

                   Компрессионных

                   Маслосъемных

          Разность между величинами зазоров замка кольца в свободном состоянии и рабочем состоянии:

          Радиальный зазор кольца в головке поршня Δt:

                   Компрессионного 0,8 мм

                   Маслосъемного 0,9 мм

          Число масляных отверстий в поршне: n_м=10

          Диаметр масляного канала:

          Расстояние между торцами бобышек

          Наружный диаметр пальца:

          Внутренние диаметр пальца:

          Длина пальца плавающего типа:

          Длина втулки шатуна:

          Эскиз поршня представлен на рисунке 4.1.

Материал поршня – алюминиевый сплав, ап=22·10^-6 1/К, материал гильзы – чугун, ац=11·10^-6 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня

где

          Днище поршня должно быть усиленно 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, а также пригорания верхнего компрессионного кольца.

          Напряжение сжатия в сечении х-х (см. Рис.4.1.):

Площадь сечения х-х:

где - диаметр поршня по дну ка-

       навок, мм;

       - площадь продольного

        диаметрального сечения масляного канала, мм²

Максимальная сжимающая сила:

Напряжение сжатия в сечении х-х:

[σ _сж] = 20…40 МПа – допустимое напряжение сжатия.

Напряжение разрыва в сечение х-х.

Максимальная угловая скорость холостого хода:

Рисунок 4.2 - Схема поршня

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

Максимальная разрывающая сила:

Напряжение разрыва:

Допустимое напряжение на разрыв [σ_p]=3…10 МПа.

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

среза

изгиба

сложное

Расчет юбки поршня:

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

          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

          Диаметр головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

где

          Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

где Т_ц= 383К – температура стенок цилиндра;

Т_г= 593К – температура головки поршня;

   Т_ю= 413 К – температура юбки поршня.

     Расчетные силы, действующие на поршневой палец:

              газовая:

              инерционная:

                   расчетная:

где k=0,82 – коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.

      Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

           [ q ]_ш = 20...60 Мпа

         Удельное давление пальца на бобышки:

         [ q ]_d = 15…50 МПа.



      Касательные напряжения среза в сечении между бобышками и головкой шатуна:

а – распределение нагрузки; б – эпюры напряжений.

Рисунок 4.3 – Расчетная схема поршневого пальца.

      Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации (палец из стали 18ХН24А, Е=2,3∙10⁵ МПа):

значение Dd_п_max не должно превышать 0,05 мм.

         Расчет поршневого кольца.

      Материал кольца – серый чугун, модуль упругости Е=1,2∙10⁵ МПа, среднее значение давления кольца на стенку цилиндра:

      Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности :

p = p_ср m_к

где m_к - переменный коэффициент, определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра. Для бензиновых двигателей можно принять грушевидную форму эпюры давления кольца со следующими параметрами (таблица 4.1):

         Таблица 4.1 - Результаты расчета давления на стенку цилиндра.

j,град	0	30	60	90	120	150	180
m_к	1,05	1,04	1,02	1,0	1,02	1,27	1,5
р,МПа	0,166	0,164	0,161	0,158	0,161	0,201	0,237

Эпюра давления компрессионного кольца представлена на рисунке 4.4 в масштабе М_р=0,005 МПа/мм.

Рисунок 4.4 – Грушевидная эпюра давления компрессионного кольца бензинового двигателя на зеркало цилиндра

         Напряжение изгиба в рабочем состоянии:

         Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

где m=1,57 – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца на поршень.

      Допустимое напряжение изгиба:

4.2 ШАТУННАЯ ГРУППА
4.2.1 Конструкция шатунной группы

          Расчетными элементами шатунной группы являются: шатун, втулка верхней головки шатуна, шатунные вкладыши, шатунные болты.

Шатунная группа имеет следующую конструкцию. В верхнюю головку шатуна запрессована бронзовая втулка. В головке и втулке соосно выполнено отверстие для подвода масла к поршневому пальцу. Стержень шатуна имеет двутавровое сечение относительно оси цилиндра. Кривошипная головка шатуна разъемная в плоскости параллельной нижней плоскости блока цилиндров. Крышка шатуна крепиться с помощью шатунных болтов. В нижней головке шатуна выполнено отверстие соосно с отверстием в верхнем шатунным вкладыше, через которое подается пульсирующий поток масла. В кривошипную головку и в крышку шатуна установлены шатунные вкладыши. Во избежание смещения и провертывания шатунные вкладыши удерживаются усиками входящими в пазы, выполненные с одной стороны шатуна и крышки.

Рис.4.5 - Эскиз шатуна

4.2.2 Расчет деталей шатунной группы

Конструктивные размеры:

1) расстояние между осями верхней и нижней головкой,

2) внутренний диаметр поршневой головки,

3) наружный диаметр головки, d
_г
=1,5∙
d
_п
=1,5∙23,9 =35,85 мм;

4) длина поршневой головки шатуна,

5) минимальная радиальная толщина стенки головки,

6) радиальная толщина стенки втулки, S
_в
=0,07∙
d
_п
=0,07∙19,3 = 1,35 мм;

7) размеры стержня:

          h
_ш
_min
=0,5∙
d
_г
=0,5∙35,85= 17,9 мм;


h
_ш
= 1,2∙
h
_ш
_min
= 1,2∙17,9= 21,5 мм;


b
_ш
=0,5∙
l
_ш
= 0,5∙34,8= 17,4 мм;

                   а_ш=
t
_ш
= 3,0 мм;

         8) номинальный диаметр болта d
_б
=11 мм;

         9) шаг резьбы t
_б
=1мм;

         10) диаметр шатунной шейки d
_{ш ш}
= 0,66∙
D
= 0,6∙80,6= 48,4 мм;

         11) толщина стенки вкладыша t
_В
= 0,03∙
d
_{ш ш}
= 0,03∙59,7 = 1,8 мм;

         12) расстояние между шатунными болтами С_В=1,4∙d
_{ш ш}
= 1,4∙59,7=

=78,0 мм;

         13) длина кривошипной головки l
_к
=0,45∙
d
_{ш ш}
= 0,45∙59,7 = 25,1 мм;

Рисунок 4.6 – Схема шатуна

Расчет стержня шатуна

По таблице 11.4 (из 1, стр.249) для стали 45Г2 определяю: предел прочности σв=800 МПа, предел усталости при изгибе σ-1=350 МПа ,предел усталости при растяжении-сжатии σ-1р=210 МПа, предел текучести σТ =420 МПа, коэффициент приведения цикла : при изгибе ασ=0,17, растяжении-сжатии - ασ=0,12.

Отношение предела усталости к пределу текучести :

- при растяжении-сжатии:

Сила, сжимающая шатун в начале рабочего хода:

P_сж = P_г + P_j= 20,064 кН, при

      Сила, растягивающая шатун в начале выпуска:

P_р = P_г + P_j= -18,641 кН, при

Стержень шатуна рассчитывается на усталостную прочность (выносливость) в среднем сечении В-В от действия знакопеременных суммарных сил, возникающих при работе двигателя.

         Площадь и моменты инерции сечения В-В:

         s_е= s_в= 800 МПа – предел упругости материала шатуна.

         Е_ш = 2,2∙10⁵ МПа – модуль упругости.

Коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качения:

            Коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба в плоскости, перпендикулярной плоскости качения:

где L_i= L_ш – (d + d_ш)/2 = 191 – (26,8+55,7)/2 = 149,7 мм

      Максимальное напряжение от сжимающей силы, в плоскости качения шатуна:

         в плоскости, перпендикулярной плоскости качения:

      Предельно допустимые напряжения - [s_max] = 200…300 МПа.

         Минимальное напряжение от растягивающей силы:

      Эффективный коэффициент концентрации напряжений:

         Масштабный коэффициент e_м = 0,88.

         Коэффициент поверхностной чувствительности e_п = 1,6 при обдувке дробью.

      Среднее напряжение и амплитуды цикла:

      Предел прочности:

где s_-1Р = 210 МПа – предел усталости материала,

       a_σ= 0,12 – коэффициент приведения асимметричного цикла к симметричному.

         Для шатунов n_s_x и n_s_y не ниже 1,5.

         Расчет шатунных болтов:

где

         Принимаем: номинальный диаметр болта d = 11 мм; шаг резьбы t = 1 мм; число болтов i_б = 2.

      Материал болтов– сталь 40Х (s_в= 980 МПа, s_т= 800 МПа,s_-1Р=300 МПа).

Коэффициенты:

                   a_s = 0,17;

Сила предварительной затяжки:

      Суммарная сила, растягивающая болт:

где

      Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте:

          где d_б= d – 1,4×t = 9,6 мм = 0,0096 м – внутренний диаметр резьбы.

         Среднее напряжение и амплитуда цикла:

где К_s = 1+q ( a_к_s -1) = 1 + 0,8 (3,0-1) =2,6;

       a_К_s=3,0;

        q = 0,8;

        e_M = 1,0;

        e_n = 2,0 (обкатка роликом).

                   Запас прочности болта по пределу усталости:

         Запас прочности для шатунных болтов должен быть не ниже 2.
         4.3 ГРУППА КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА
         4.3.1. Конструкция деталей группы коленчатого вала

         Коленчатый вал – наиболее сложная в конструктивном отношении и наиболее напряженная деталь двигателя, воспринимающая периодические нагрузки от сил давления газов, сил инерции и их моментов.

         В группу коленчатого вала входят коленчатый вал, противовесы, маховик, распределительная шестерня, шкив, уплотняющие устройства, узел осевой фиксации вала.

         Основными элементами коленчатого вала являются шатунные и коренные шейки, щеки, носок вала и хвостовой фланец. Противовесы крепятся к валу. Внутри вала имеется сеть масляных отверстий и каналов.

         Все переходы выполнены с галтелями, что повышает усталостную прочность.
         4.3.2 Расчет деталей группы коленчатого вала

         Коленчатый вал имеет следующие размеры:

         1) Диаметр шатунной шейки d_шш = 0,6∙D=0,6∙80,6 = 48,4 мм;

         2) Длина шатунной шейки с учетом галтелей l_шш = 0,45∙D = 0,45∙80,6 = = 36,3 мм;

         3) Длина коренной шейки l_кш = 0,5∙D = 0,5∙80,6 = 40,3 мм;

         4) Радиус галтелей r_гал = 2,6 мм;

         5) Диаметр коренной шейки d_кш = 0,6∙D = 0,6∙80,6 = 48,4 мм;

         6) Толщина щеки h = 0,20∙D = 0,20∙80,6 = 16,1 мм.

Рисунок 4.9 – Расчетная схема коленчатого вала

        Расчет шатунной шейки

    Среднее удельное давление на шатунную шейку:

          где

      Максимальное давление на шатунную шейку:

      Величина среднего удельного давления для карбюраторных двигателей не должна выходить из пределов ,

      Величина максимального удельного давления для дизельных двигателей не должна превышать допустимые значения.

Среднее давление на шатунную шейку обуславливает применение для материала шатунного вкладыша антифрикционного сплава с высокой сопротивляемостью усталостным разрушениям. Свинцовистая бронза выдерживает удельное давление до 30 МПа. Применяем трехслойный подшипник.

Расчет коренной шейки

Момент сопротивления кручению коренной шейки:

По таблице 4.2 определяем, что наиболее нагруженной коренной шейкой является 4-я шейка:


Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

где для стали 50Г (s_в = 800 МПа, s_т = 370 МПа, t_-1 = 180 МПа),

К_t=0,6(1 + q(a_к_s - 1)) = 0,6(1 + 0,4(3,0 - 1)) =1,08 – коэффициент концентрации напряжений.

          Параметры: q = 0,4; a_k_s = 3,0; e_m_t = 0,72; e_n_t = 1,2.

          Запас прочности шейки по пределу усталости:


4.4 КОРПУСНЫЕ ДЕТАЛИ
         4.4.1 Конструкция корпусных деталей

         К ним относят картер, блок цилиндров, головка блока цилиндров и соединяющие их детали. Картер и блок цилиндров отлит как одно целое (блок – картер). Нагрузка воспринимается стенками цилиндров и рубашками охлаждения, поперечными перегородками картера. Используем сменные гильзы, “мокрого” типа.

         В головке блока располагается объем камеры сгорания двигателя, а также служит для размещения деталей ГРМ, впускных и выпускных патрубков.
         4.4.2 Расчет корпусных деталей

      Расстояние между осями соседних цилиндров:

L₀ = 1,2∙D = 96,7 мм;

      Материал гильзы – чугун, a_ц=11∙10^-6 1/К, Е=1,0∙10⁵ МПа, m = 0,25,

      Расчетная толщина стенки гильзы:

      Толщину стенки гильзы выбираем с некоторым запасом прочности, так как d_г> d_г.р. , поэтому d_г = 5 мм.

      Напряжение растяжения в гильзе от действия максимального давления газов:

      Температурные напряжения в гильзе:

где - перепад температур;

       - коэффициент Пуассона.

      Суммарные напряжения в гильзе от давления газов и перепада температур:

             на наружной поверхности:

             на внутренней поверхности:

      Толщина нижней опорной стенки головки:

d_гол= 0,09 ·D = 0,09 ·80,6 = 7,3 мм.

      Толщина стенок водяной рубашки охлаждения:

d_р = 2,2 +0,03∙D =2,2 + 0,03∙80,6 = 5,3 мм.

Расчет шпильки головки блока.

         Номинальный диаметр шпильки d = 12мм.

         Шаг резьбы t = 1,0 мм.

         Внутренний диаметр резьбы шпильки:

d₀= d – 1,4∙t = 12 – 1,4∙1,0 = 10,6 мм.

материал шпильки – сталь 30Х,

максимальное давление сгорания P_z= 5,106 МПа,

           предел прочности s_в = 850 МПа, текучести s_т = 700 МПа, усталости при растяжении – сжатии s_-1р = 260 МПа.,

           коэффициент приведения цикла a_s = 0,14.

      Проекция поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра при верхнем расположении клапанов:

      Сила давления газов на одну шпильку:

      Сила предварительной затяжки:

где m=3- коэффициент затяжки шпильки для соединения с прокладками,

       c=0,2 - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

      Суммарная сила, растягивающая шпильку, без учета силы P_t:

      Минимальная сила, растягивающая шпильки:

      Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в шпильке:

где - площадь сечения шпильки по внутреннем диаметру резьбы, м².

         Среднее напряжение и амплитуда цикла:

где

       q = 0,74- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений,

        a_k_s = 3,5 - теоретический коэффициент концентрации напряжений,

e_м = 0,98 - масштабный коэффициент,

e_n = 0,82 - коэффициент поверхностной чувствительности.

Так как:

,

то запас прочности шпильки определяется по пределу текучести:

Допускаемые запасы прочности не ниже n_T_s = 1,5…2,5

4.5 ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ МЕХАНИЗМ

4.5.1 Конструкция ГРМ

          В проектируемом двигателе принимаем схему с верхним расположением клапанов и нижним расположением распредвала.
4.5.2 Расчет деталей ГРМ

Площадь проходного сечения в клапане:

где С_п = 12,5 м/с –средняя скорость поршня,

       F_п = 51 см² – площадь поршня,

       i_кл =1, число одноименных клапанов,

       w_вп =   95 м/с – скорость газа в проходном сечении клапана.

      Площадь горловины клапана:

,

Рисунок 4.11 – Расчетная схема проходного сечения в клапане
Диаметр горловин клапанов не должен превышать для двигателей с полусферической камерой сгорания d_гор= 0,46…0,52∙D = 0,46∙80,6= 37,1 мм

диаметр горловины:

Максимальная высота подъема клапана при угле фаски 45⁰.

Наибольший диаметр тарелки клапана: d_гол=1,06 ·d_гор=1,06 ·30,7=32,5 мм,

Наименьший диаметр тарелки клапана: d₁= d_гор= 30,7 мм,

Ширина фаски: b= 0,1 ·d_гор= 0,1 ·30,7 = 3,1 мм,

Высота цилиндрического пояса h₁= 0,025 ·d_гор=0,025 ·30,7=0,77 мм,

Общая высота тарелки h₂= 0,12 ·d_гор=0,12 ·30,7=4 мм,

Диаметр стержня клапана d_ст= 0,2 ·d_гор= 0,2 ·30,7 = 6,14 мм.

Размеры впускного кулачка:

Радиус начальной окружности r₀ = (1,5…2,5) h_кл_max= 1,5∙11,85=17,8 мм.

Рисунок 4.12 – Расчетная схема кулачка

      Максимальный подъем толкателя:

где U_p – передаточное число качающегося рычага, U_p= 1,2…1,4, принимаем U_p = 1,4.



Профилирование кулачка.

         Радиус дуг кулачка r₂³1,5 мм, принимаем r₂ = 8,5 мм.

         Угол предварительного открытия впускного клапана j_пр = 18 ⁰,

         Угол запаздывания закрытия впускного клапана j_зп = 60 ⁰,

         Величина угла j_р0= (j_пр +180⁰ + j_зп) /4= (18 + 180 +60)/4 = 64,5⁰

         Величина a = r₀ + h_Tmax - r₂ = 17,8 + 8,46 – 8,5 =17,76 мм.

      Максимальный угол при подъеме толкателя по дуге радиусом r₁:

      Максимальный угол при подъеме толкателя по дуге радиусом r₂:

      Величина температурного зазора и упругих деформаций механизма газораспределения для выпускных клапанов.

принимаем DS=0,35 мм.

      Тыльную часть кулачка выполняем радиусом:

         Сопряжение дуг окружностей r_k и r₁ производиться по окружности.

Рис. 4.13 -

Построение профиля кулачка
Расчет клапанных пружин.

частота вращения распределительного вала n_p= 3000 об/мин,

угловая скорость w_к = 308,7 рад/с,

h_кл_max =11,85 мм, d_гор= 30,7 мм,

размеры кулачка: r₀=17,8 мм, r₁= 87 мм, r₂ = 8,5 мм, h_Tmax = 8,46 мм, a =17,76

мм,

Материал пружин – пружинная сталь (t_-1= 350 МПа, s_в = 1500 МПа),

Коэффициент запаса к = 1,6

Масса клапана m_кл = 180 г – при верхнем расположении клапанов с верхним расположением распределительного вала.

Масса пружины:

         Масса коромысла, приведенного к оси клапана:

         Суммарная масса клапанного механизма, приведенного к клапану:

         Максимальная сила упругости пружин:

;

.
Жесткость пружины:

.
      Предварительная деформация пружины:

      Полная деформация пружины:

диаметр проволоки d_пр=4,5 мм

средний диаметр пружины D_пр= 0,68 ·d_гор = 0,7 · 42,0 = 29 мм,

диаметр втулки клапана d_вт = 1,6 ·d_c_т = 1,5 ·8,4 = 12,6 мм,
d_вт + d_пр+ 2 = 12,6+ 2,2 + 2 = 16,8 < D_{пр в}= 29 мм,

         Число рабочих витков пружины:

где G=8 МН/см² – модуль упругости второго рода.

Полное число витков:

Длина пружины при полностью открытом клапане:

где D_min =0,3 – зазор между витками пружины.

Длина пружины при закрытом клапане:

Длина пружины в свободном состоянии:

Коэффициент неравномерного распределения напряжений:

Напряжение в пружине:

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

Запасы прочности:

где a_t = 0,2

Расчет пружин на резонанс:

Число свободных колебаний пружин:

;

.

4.6 СИСТЕМА СМАЗКИ
Система смазки спроектированного двигателя комбинированная. Масло находиться в углублении поддона двигателя. При работе двигателя масло засасывается шестеренчатым насосом через маслозаборник и поступает в масляный фильтр. По главной масляной магистрали выполненной в виде продольного канала в картере двигателя и по каналам в блоке и головке блока, масло под давлением подноситься к коренным и шатунным подшипникам коленчатого вала, и опорному – последнему подшипнику распределительного вала. По каналам выполненным в коленчатом и распределительных валах масло поступает соответственно к шатунным подшипникам коленвала и опорным подшипникам распределительного вала. Кроме этого в распределительном валу выполнены отверстия для смазки кулачков и опорного фланца, а в шатуне – отверстия для разбрызгивания масла на наиболее нагруженные части цилиндров. Остальные детали и узлы двигателя смазываются стекающим маслом, разбрызгиванием или масляным туманом. Для проектируемого двигателя выбираем всесезонное масло М5_з/10Г₁.

4.7 СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ

Система охлаждения спроектированного двигателя – жидкостная. Циркуляция жидкости в системе охлаждения создается насосом, приводимого в работу от коленчатого вала. Охлаждающая жидкость находиться в рубашке охлаждения блока цилиндров и головки блока. Нагретая жидкость поступает в радиатор, где охлаждается при движении вниз по радиатору. Охлаждение жидкости обеспечивается потоками воздуха создаваемого вентилятором, а также потоками встречного воздуха. Для регулировки температуры жидкости служит термостат, задача которого состоит в том, чтобы ограничивать объем холодной жидкости для ее быстрого прогрева и пропустить горячую жидкость в радиатор для охлаждения. Для проектируемого двигателя выбираем охлаждающую жидкость марки ТОСОЛ-А-40 с температурой замерзания –40⁰ С.

5 ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА СПРОЕКТИРО

ВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ
5.1 Построение внешней скоростной характеристики двигателя

При расчете внешней скоростной характеристики использованы следующие формулы:

Эффективная мощность:

Эффективный крутящий момент:

Удельный эффективный расход топлива:

,

где g_eN =292,8 г/(кВт ч) – удельный эффективный расход топлива при максимальной мощности.

Часовой расход топлива:

Для оценки приспосабливаемости двигателя к изменению внешней нагрузки определяем коэффициент приспосабливаемости.

Для расчета ВСХ также принимаем минимальную частоту вращения коленчатого вала n_min = 600 об/мин, максимальная частота вращения коленчатого вала берем по заданию n_max =6600 об/мин. Число оборотов КВ при максимальной эффективной мощности n_N = 6000 об/мин, а число оборотов коленчатого вала при максимальном крутящем моменте равно

об/мин. Коэффициент избытка воздуха принимаем a_min =0,86∙a_N = 0,86∙1,45 = 1,25.

Производим расчет ВСХ через каждые 1000 об/мин вращения коленчатого вала, а также для крайних частот вращения.

Таблица 5.1 - Результаты расчета внешней скоростной характеристики.

n, об/мин	N_e, кВт	М_е, Н∙м	g_e,г/кВт∙ч	G_Т,кг/ч
600	3,92	79,67	319,15	1,57
1000	9,93	85,43	299,48	2,67
2000	11,47	90,77	265,02	3,30
3000	16,82	92,32	247,96	7,15
3900	20,67	85,59	247,49	8,58
4000	26,19	88,98	248,31	8,99
5000	32,21	91,73	266,06	12,71
6000	38,90	84,11	292,80	14,93
6600	36,13	80,86	301,22	15,29

Рисунок 5.1 – Внешне скоростная характеристика проектируемого двигателя

Коэффициент приспосабливаемости по моменту:

5.2 Выбор параметров для определения качества двигателя

Для технико-экономической оценки спроектированного двигателя выбираем по каталогам два двигателя для сравнения:МеМЗ-968 ВАЗ-2101. Результаты сравнения представлены в таблице 5.2.

Таблица 5.2 - Результаты сравнения двигателей.

Сравниваемые параметры	Проектируемый двигатель	Запорожец МеМЗ-968	ВАЗ-2101
1. Мощность кВт/об/мин	38/6000	32/4200	56,6/5600
2. Крутящий момент Н м/об/мин	92,3/3000	87/3800	105,9/3400
3. Число и расположение цилиндров	4, рядное	4, V-образное	4, рядное
4. Степень сжатия	8,3	7	8,5
5. Диаметр цилиндра и ход поршня, мм	80/62	76/70	76/66
6. Рабочий объем, л	1,150	1,48	1,98
7. Наличие наддува	Нет	нет	Нет
8. Расположение распредвала и клапанов	оhc	оhc	оhc
9. Удельный эффективный расход топлива, г/кВт ч	292,8	355,5	298,6
10. Часовой расход топлива, кг/ч	15,88	17,38	16,5

Примечание:

ohv – верхнеклапанный с нижним расположением распределительного вала.

ohc – верхнеклапанный с верхним распределительным валом.

5.3 Анализ показателей спроектированного двигателя

На основании таблицы 5.2. делаем оценку спроектированному двигателю. При аналогичной конструкции спроектированному двигателю с двигателями сравнения, примерно одинаковой быстроходности и развиваемой мощности спроектированный двигатель обладает следующими достоинствами:

двигатель более легкий по массе, так как были использованы алюминиевые сплавы для изготовления блока цилиндров и головки блока, и за счет снижения степени сжатия;

-                               меньшие габаритные размеры двигателя;

-                               разработанный двигатель имеет более низкую токсичность по сравнению с прототипами;

-                               также для понижения токсичности советую применить вместо карбюратора впрысковую систему, что позволит повысить мощность ДВС и возможность установить каталитический нейтрализатор отработанных газов.

В целом можно сделать вывод, что спроектированный двигатель отвечает требованиям современного автомобилестроения по технико-экономическим показателям для своего класса.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1.       Колчин А.И., Демидов В.П. “Расчет автомобильных и тракторных двигателей”; учеб. пособие для ВУЗов – 3-е изд., перераб. и доп.;-М: высшая школа, 2002 – 496 стр., ил.

2.       Выбор основных параметров и исходных данных для расчета рабочего цикла двигателя. Методическое указание по курсовому проектированию. Составитель А.И. Симоненко, Е.М. Собейников; Братск –1989 г.

3.       Автомобильные двигатели. Под ред. М.С. Ховаха. М:- Машиностроение; 1978 г.-510стр. ил.

4.       Автомобильные и тракторные двигатели. Ч.2. Конструкции и расчет двигателей. Под ред. Лекина. Учебник для вузов, изд 1., доп. и перераб. М, “высшая школа” , 1996 г. 280 стр.

5.       Современные материалы в автомобилестроении. Справочник. М.,                                                Машиностроение,1977 г.

6.       Инж. графика учеб. для немаш. cпец. вузов.-М. Высш. школа,1989-335с. Ил.

7.       Оформление текстовых учебных документов СТП БрИИ. 01.03-85

8.       Материалы для карбюраторных двигателей : Справочное пособие . М.: машиностроение , 1969. 223 c.

Bukvasha