Министерство образования РФ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Владимирский Государственный университет

Кафедра ТД и ЭУ
Курсовой проект
По дисциплине: «Автомобильные двигатели»

                                                                                                
                                                                                             Выполнил:

                                                                                                         ст. гр. АСбуд-107

Арзянцев А.В.

Проверил доцент:

Басуров В.М.
Владимир 2010
Задание:
Спроектировать бензиновый двигатель с жидкостным охлаждением мощностью   59кВт   при   частоте   вращения   5200 мин^-1

( прототип ВАЗ-21144).
                              
Содержание:_Toc93509824

1. Тепловой расчет......................................................................................................................4

1.1 Обоснование исходных данных.................................................................................4

2.Динамический расчет............................................................................................................6

2.1 Расчет параметров.……………………………………………….……………………………………..……………….…6

2.2 Построение графиков.......................................................................................................6

2.3. Уравновешивание двигателя.....................................................................................8

3.Расчет основных деталей двигателя........................................................................9

3.1 Расчет поршня………………………………………………………………………………….……………….……………..…9

3.2 Расчет поршневых колец.............................................................................................12

3.3 Расчет поршневого пальца........................................................................................13

3.4 Расчёт коленчатого вала двигателя……………………………………….…..………………………15

4Устройство двигателя………………………………………………………………………………..……….……………..19

4.1Смазочная система двигателя..................................................................................19

4.2Система вентиляции картера двигателя…………………………………………………………..22

4.3 Система охлаждения двигателя…………………………….…………………….………….……………23

4.4. Система механизма газораспределения……….……………………….……………………..27

Список  литературы………………………………………………………………………………………………………………..31

Приложения
1.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ЦИКЛА

Тепловой расчет производим по программе «BENDN» разработанной на кафедре «двигатели внутреннего сгорания и энергетические установки» результаты расчета см. приложение 1

1.1Обоснование выбора исходных данных

Проектируемый двигатель предназначен для установки на ав­томобили, эксплуатируемые на дорогах общего пользования, таких как город­ские улицы и загородные шоссе.

Номинальная мощность и частота вращения на проектируемом двигателе принимается Ne=59 кВт и n=5200 мин . Отношение S/d=0.870, что соответст­вует короткоходному двигателю. В результате снижается высота двигателя и его масса, уменьшается скорость поршня, а следовательно и износ. Отношение длины шатуна к радиусу кривошипа λ=0.294 (по прототипу).

Атмосферное давление принимаем   Ро=0.1 МПа.  Температура окру­жающей среды  принимается Т_о ≥298К.

Степень сжатия - отношение полного объема цилиндра к объёму камеры сгорания:



выбираем ε= 9.5- это соответствует применяемому бензину Аи-95[1].

Коэффициент избытка воздуха - отношение действительного количества воздуха, участвующего в сгорании 1кг топлива, к теоретически необходимому количеству воздуха. Принимаем α= 0.99

Механический КПД - оценивает механические потери в двигателе. Для автомобильных двигателей η_m
= [0.7...0.95]. Принимаем η_m - 0.808.

Подогрев свежего заряда при наполнении цилиндра зависит от скорости вращения коленчатого вала, с уменьшением скорости вращение увеличивается приращением температуры и от испарения топлива в процессе смесеобразова­нии температура свежего заряда уменьшается. Для двигателей с жидкостным охлаждением приращение температуры свежего заряда лежит в пределах (0...20) К. Принимаем D_Т=5К. 1.1.6. Температура остаточных газов Т₂ лежит в пределах (800... 1100) К. При­нимаем Т_r
=1000К.

 Коэффициент сопротивления впускной системы для бензиновых двигате­лей лежит в пределах 0.85...0.9, принимаем  C₁ =0.87.

Коэффициент £,_вп зависит от сопротивления впускного клапана, от наличия из­гибов, изменений площади поперечного сечения и шероховатости поверхности впускного трубопровода.

Коэффициент сопротивления выпускной системы .Он учитывает потери при выпуске отработавших газов. Для бензиновых двигателей (1.03...1.2). Принимаем С₂=1.16.

Коэффициент дозарядки - показывает изменение количества рабочего те­ла при запаздывании закрытия впускного клапана. Он равен отношению коли­чества свежего заряда находившегося в цилиндре в момент закрытия впускного клапана, к тому его количеству, которое находится в цилиндре в момент про­хождения поршнем НМТ в конце такта впуска. Принимаем φ_доз=1,1

 Коэффициент полноты индикаторной   диаграммы учитывает умень­шение теоретического среднего индикаторного давления из-за отличия дейст­вительного процесса от расчетного. А именно:

- скругление диаграммы в точке "С" из-за воспламенение смеси до ВМТ;

-  в точке Z из-за разницы конечных скоростей сгорания;

-  в точке "B" из-за открытия выпускного клапана до того момента, когда пор-

шень будет в НМТ ф_п = (0.95...0.97). Принимаем ф_п = 0.96.

Коэффициент использования теплоты в точке "z" показывает долю низ­шей теплоты сгорания топлива, затраченную на повышение внутренней энер­гии рабочего тела и совершение работы. Z=0.86

Коэффициент использования теплоты в точке B часть теплоты, идущей на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение работы, выделяется в процессе догорания. Для бензиновых двигателей B[0.85...0.95]. Принимаем B=0.90.

2 ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

2.1 Расчет параметров

Все расчеты были произведены в программе BENDN. Исходные данные и вычисленные параметры приведены в приложении 1.

2.2 Построение графиков

На основе вычисленных параметров были построены графики:

- график индикаторного крутящего момента ( зависимость Мкр. от угла φ);

- развернутая диаграмма удельных сил Рг, Pj, Psum;

-    диаграммы удельных сил К,Т и S.N;

-    полярная диаграмма сил действующих на шатунную шейку коленчатого вала,
и развернутая диаграмма сил действующих на шатунную шейку, а также
условную диаграмму износа шатунной шейки.

Результирующая сила R_шш, действующая на шатунную шейку, является геометрической суммой сил S и К_RШ В свою очередь:



В распечатке динамического расчета силы R_s и R_шш выражены в удельных величинах, поэтому и полярную диаграмму будем строить в удельных величинах Р_Т и Р_к. На основании полярной диаграммы нагрузок на шатунную шейку строим диаграмму износа шатунной шейки. Эта диаграмма дает возможность определить наиболее и наименее нагруженные участки шатунной шейки, что необходимо для правильного определения места расположения масляного отверстия. При построении диаграммы износа, предполагаем, что действие каждого вектора силы R_шш распространяется на 60° по окружности шейки в обе стороны от точки приложения силы. При подсчете результирующих величин R_шш Σ  составим таблицу, в которую заносим значение сил R_шш, действующих по каждому лучу и их сумму. По данным таблицы в масштабе по каждому лучу откладываем величину суммарных сил R_шш Σ от окружности к центру. По данным износа определяем расположение оси масляного отверстия. Угол φ_м отсчитываем от плоскости кривошипа φ_м.

Таблица 1. Построение условной диаграммы износа шатунной шейки

φПКВ	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
0	3.242	3.242									3.242	3.242
30	2.61	2.61	2.61	2.61
60		1.278	1.278	1.278	1.278
90									1.11	1.11	1.11	1.11
120	1.85									1.85	1.85	1.85
150	2.092	2.092									2.092	2.092
180	2.114	2.114									2.114	2.114
210	2.102	2.102	2.102	2.102
240	1.905	1.905	1.905	1.905
270		1.224	1.224	1.224	1.224
300									1.041	1.041	1.041	1.041
330	1.772									1.772	1.772	1.772
360	1.37	1.37									1.37	1.37
390							0.888	0.888	0.888	0.888
420								0.907	0.907	0.907	0.907
450									1.665	1.665	1.665	1.665
480	2.301									2.301	2.301	2.301
510	2.464	2.464									2.464	2.464
540	2.463	2.463									2.463	2.463
570	2.13	2.13	2.13	2.13
600	1.916	1.916	1.916	1.916
630		1.194	1.194	1.194	1.194
660									1.169	1.169	1.169	1.169
690	2.5									2.5	2.5	2.5
720	3.126	3.126									3.126	3.126
ΣR,МПа	35.96	31.233	14.362	14.362	3.69 6	-	0.88 8	1.795	6.78	15.203	31.186	30.279

 
2.3 Уравновешивание двигателя


Рис. 1  Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом рядном двигателе
Схема однорядного четырехцилиндрового четырёхтактного двигателя типа ВАЗ2110, обеспечивающая равномерное чередование вспышек показана на рис. 1. Для рассматриваемой схемы будет иметь место (предполагается установка нащёчных противовесов)

Силы инерции первого порядка и их моменты при указанном рас­положении кривошипов взаимно уравновешиваются: ΣР_jΙ =0 и ΣМ_jΙ = 0. Силы инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направлены в одну сторону. Их равнодействующая

ΣP_jΙΙ = 4Р_jΙΙ = 4mjRω²λ cos 2φ.

Силы инерции второго порядка можно уравновесить лишь с помо­щью дополнительных валов. Суммарный момент этих сил равен нулю:

ΣM_jΙΙ=0. Центробежные силы инерции для всех ци­линдров равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил и момент равны нулю: ΣK_R=0 и ΣМ_R =0.

По программе BENDN было высчитано, что масса одного противовеса m_пр =0,8462кг
3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

Наиболее напряженным элементом поршневой группы является поршень, воспринимающий высокие газовые, инерционные, тепловые нагрузки, поэтому при его изготовлении к материалу предъявляются повышенные требования. Поршни автомобильных и тракторных двигателей изготавливают в основном из алюминиевых сплавов и реже из чугуна.

Величину верхней части поршня hi (рис.2.) выбирают, исходя из обеспе­чения одинакового давления опорной поверхности поршня по высоте цилиндра и прочности бобышек, ослабленных для пропуска масла. Расстояние между торцами бобышек зависит от способа крепления и обычно принимается на 2-Змм больше длины верхней головки шатуна 1_Ш.

3.1 Расчет поршня

На основании данных расчетов (теплового и динамического) получим:

-диаметр цилиндра D=82 мм;

-ход поршня S=71 мм;

-действительное максимальное давление цикла pz=6.11 МПа,   при n=5200 мин^-1;

площадь поршня F_n= 52.81 см²;

-отношение радиуса кривошипа к длине шатуна Х=0,294.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений принимаем:

-толщину днища поршня δ =8 мм;

-высоту поршня Н = 67 мм;

-высоту юбки поршня h_ю =45 мм;

-радиальную толщину кольца t= 3 мм;



Рис. 2. Конструктивные размеры поршня и пальца :

D - диаметр поршня; Н - высота поршня; h_r - высота головки поршня; п_ю - высота юбки

поршня; dj - внутренний диаметр поршня; b - расстояние между бобышками; h_n -

верхней кольцевой перемычки; е - высота жарового пояса; d6 - диаметр бобышек;

ружный диаметр пальца; d_B - внутренний диаметр пальца; 1_П -

стенки поршня.

высота диаметр бобышек; d_n - на-длина пальца; S - толщина

толщина стенки головки поршня s=6 мм;

величина верхней кольцевой перемычки h_n=3,4 мм;

число и диаметр масляных каналов в поршне п_м=10, ё_м=2мм;

материал поршня алюминиевый сплав АЛ25;

коэффициент линейного расширения поршня а_п=22*10^-61/К;

материал гильзы чугун;

коэффициент линейного расширения гильзы а_г=11*10 ^-61/К.

3.1.1 Максимальное давление газов



где -максимальное давление газов

3.1.2Напряжение изгиба в днище поршня:

σ= Pz *(r _i/δ) = 6.1*(31/2*8)² = 22.0 МПа

3.1.3 Проверочный расчет на сжатие

МПа

3.1.3 Максимальная разрывная сила

МПа

3.1.4 Напряжение разрыва

МПа

3.1.5 Напряжение в верхней перемычке: среза

МПа

Изгиба

МПа

3.1.6 Сложение

МПа

3.1.7 Удельное давление поршня на стенку цилиндра:N_max=0.0023

МПа

 МПа

3.1.7 Диаметры головки и юбки

=82-0.574=81.43мм

=82*0.007=0.574мм

=82-0.123=81.83мм

=80*0.0015=0.164мм

3.1.8 Диаметральные зазоры в горячем состоянии

=0,413мм

=0.08 мм

где:; ;

3.2 Расчет поршневого колца

3.2.1 Давление на стенку цилиндра

Материал кольца - серый чугун СЧ48-28, легированный молибденом и ванадием; модуль упругости чугуна Е = 1 • 10⁵ МПа.

МПа

где А_о= 3.5 • t = 3.5 • 3= 10,5 мм - разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состояниях.

Таблица 2

У, град.	0	30	60	90	120	150	180
Цк	1,05	1,05	1,14	0,9	0,45	0,67	2,85
Р, МПа	0,106	0,106	0,12	0,09	0,045	0,068	0,29

                                                                                      

Рис. 3. Эпюра давления кольца на стенку цилиндра.

3.2.3Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

а_и31 = 2,61* Р_ср * (D/t - 1)² = 2,61 * 0,106 • (82/3 - 1)² = 191,4 МПа

3.2.4Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

МПа

где m — коэффициент, зависящий от способа надевания кольца (т=1,57).

Монтажный зазор в замке поршневого кольца:

А = Δ_К+πD * (α_k*(T_k-T₀))-α_ц*(Т_ц-Т₀) =0,304 мм,

где А_к- минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двига­теля, А_к=(0,06-0,08мм).

3.3 Расчет поршневого пальца

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдви­га, смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к ма­териалам, применяемых для изготовления пальцев, предъявляются требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементиро­ванные малоуглеродистые и легированные стали.

-  наружный диаметр пальца d_n = 20 мм;

-  внутренний диаметр пальца d_B = 12 мм;

-  длина пальца 1_П = 70мм;

-  длина поршневой головки шатуна l_Ш =32 мм;

-  расстояние между торцами бобышек b = 27 мм;

-  материал поршневого пальца - сталь 12ХНЗА;

-  модуль упругости стали Е = 2*10⁵ МПа;

- палец запрессован в верхнюю головку шатуна.

3.3.1Расчетная сила, действующая на поршневой палец: газовая:

P = p_zmax * F_n +кР_j= 6.1* 52* 10^-4+0,76*(-0,0091) = 0,0389 MH;

Pj = -m_nω_m²R(l+λ)*10^-6=-0,0091 MH.

3.3.2 Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

G_ш=P/(d_n*l_ш)=60.78

3.3.2Удельное давление пальца на бобышки:

G_б=Р/d_n(l_n-b)=45.23

3.3.3 Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

МПа

3.3.4 Касательное напряжение среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

МПа
3.3.5 Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации




3.3.6 Напряжение овализации на внешней поверхности пальца: в горизонтальной плоскости



в вертикальной плоскости



3.3.7 Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца: в горизонтальной плоскости



в вертикальной плоскости



3.4. Расчет коленчатого вала



Рис.4. Расчетная схема коленчатого вала

Исходные данные:

- диаметр коренной шейки d_KUI = 50 мм;

-диаметр шатунной шейки ё_шш = 44 мм;

- диаметр масляного отверстия δ = 8 мм;

- ширина щеки b = 76 мм;

-толщина щеки h = 18 мм;

-материал вала : чугун ВЧ60 - 2.

По результатам динамического расчета самая нагруженная шейка —четвертая, поэтому расчет проводим для нее.

Рассчитываем только на кручение:

М_крмах = 638Н-м;

M_Kp._min = -458H-M.

3.4.1Момент сопротивления кручению коренной шейки:

W=πd_кш³/16=24.5*10^-6

τмах = М_кр._мах /W_T = 638/24,5-10 ^-6 = 26 МПа,

τmin= M_Kp._min /W_T = -458/24,5-10 ^-6 = -18,7 МПа.

3.4.2 Средние напряжение и амплитуда напряжений:

т_т= (т_мах + T_min)/2 = (26-18,7)/2 = 3.65 МПа,

 т_а= (т_мах - T_min)/2 = (26+18,7)/2 =18,7 МПа.

т_аk= τ_ak*k/(ε_mj*ε_nt) =22.*1.1/(0.72*1.2)=28.45 МПа

3.4.3 Запас прочности коренной шейки:

n_τ=τ_-1/( т_аk+a_τ т_т)=(126/28.45+0.6*0.89)=4.3

3.4.3 Расчет шатунной шейки коленчатого вала

         Расчет шатунной шейки на кручение:

         Момент сопротивления кручению шатунной шейки:

Максимальные и минимальные касательные напряжения:

W_iшш=(π/16)d_шш³=16,7*10^-3 м³

т.мах = М_кр._мах /W_T = 524,5/16,7*10^-3 = 31,4 МПа,

т_min = M_Kp._min /W_T = -420/16,7*10^-3= -27,3 МПа.

3.4.4 Средние напряжение и амплитуда напряжений:

т_т= (тмах + T_min)/2 = (31,4-27,3)/2 = 2,05 МПа,

 Та= (тмах - T_min)/2 = (31,4+27,3)/2 = 29,35 МПа.

т_аk= τ_a*k_т/(ε_mj*ε_nt) =29,35*1.1/(0.72*1.2)=37,4 МПа

σмах = М_кр._мах /W_σшш = -20*10 ^-6 /8,35*10 ^-6 = -2,4 МПа,

σmin= M_Kp._min / W_σшш = -263*10 ^-6 /8,35*10 ^-6 = -31,5 МПа.

3.4.5 Среднее напряжение и амплитуда напряжений

σ_м= (σ_мах + σ_min)/2 = (-2,4-31,5)/2 = -16,95 МПа,

 σ_а= (σ_мах - σ_min)/2 = (-2,4+31,5)/2 =14,55 МПа.

σ_аk= К_a/(ε_mj*ε_nt) =1.8/(0.72*1.2)=31,2 МПа

3.4.6Запас прочности шатунной шейки:

σ_σ=σ_-1/(σ_аk+a_τ σ_м)=180/31,2+0.4*-16.95)=7,4

3.4.7 общий запас прочности шатунной шейки


3.5 Расчет щеки коленчатого вала Исходные данные:

М_изmax = 227.2Н-м.

М_изmin=-183.1

3.511Размер перекрытия:

Е = (d_KU] +d_miu)/2 - R -=(50+4)/2 -38 = 9мм.

3.5.2Высота и осевой момент сопротивления:

h₁ = = 20.12 м³;

W_H3 = b-h₁²/2 = 76-20,12²/2 = 15.1МПа

3.5.3 Максимальные и минимальные нормальные напряжения шатунных шеек:

σмах = М_из._мах /W_из = 227,2 /1,5*10 ^-6 = 15,1 МПа,

σmin= M_из._min / W_из = -183,1 /1,5*10 ^-6 = -12,2 МПа.

3.5.4 Средние напряжение и амплитуда напряжений:

σ_м= (σ_мах + σ_min)/2 = (15,1-12,2)/2 = -1,45 МПа,

 σ_а= (σ_мах - σ_min)/2 = (15,1 +12,2)/2 =13,65 МПа.

σ_аk= σ_а К_a/(ε_mσ*ε_nσ) =13,65 *1,16/(0.7*0,75)=30,16 МПа

3.5.5Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

σ_σ=σ_-1/(σ_аk+a_σ σ_м)=180/30,16+0.4*-1,45)=5,9
4.1 СМАЗОЧНАЯ СИСТЕМА ДВИГАТЕЛЯ.

Смазочная система двигателя предназначена для подвода масла трущимся поверхностям с целью уменьшения трения и повышения механического КПД двигателя, уменьшения износа трущихся деталей, охлаждения их и очистки масла от механических и других вредных примесей.

Смазывание трущихся деталей наряду с подбором материалов и вида обработки их поверхностей эффективно повышает долговечность двигателя. Очистка циркулирующего масла от механических и других вредных примесей обеспечивается масляным фильтром с бумажным фильтрующим элементом.

Масло для двигателя имеет комплекс присадок, обеспечивающих высокие смазочные свойства масла, стойкость против окисления и возможность работы в широком интервале температур.

Необходимый для нормальной работы двигателя запас масла находится непосредственно в картере двигателя. Заправку масла в картер двигателя производят через маслоналивную горловину, герметически закрываемую крышкой. Уровень масла контролируется по меткам на указателе  уровня масла. Отработанное масло сливают из системы через отверстие, закрытое резь­бовой сливной пробкой .  Емкость масляной системы 5 л

Смазочная система двигателя комбинированная, при которой часть деталей смазывается под давлением, часть самотеком и часть разбрызгиванием.

Под давлением смазываются коренные и шатунные подшипники коленчатого вала, опоры распредели тельного зала.

Маслом, вытекающим из зазоров и разбрызгиваемым движущимися деталями смазываются стенки цилиндров, поршни с поршневыми кольцами, поршневые пальцы в бобышках поршня, кулачки распределительного вала, подшипники уравновешивающих валов и шестерни их привода толкатели клапанов, а также стержни клапанов в их направляющих втулках.

Смазочная система включает масляный картер, маслоприемники  с фильтрующей сеткой, масляный насос и редукционный клапан . систему масляных каналов  в блоке и в головке цилиндров, коленчатом и распределительным валах, полнопоточный фильтр очистки масла с фильтрующим элементом , перепускным клапаном  и противодренажным клапаном, указатель уровня масла  и маслозалевную горловину с крышкой .

Минимальное давление масла контролируется датчиком  контрольной лампой давления масла. Датчик вывертывается в отверстие фланца масляного фильтра, соединяемого каналами  и через полость фильтра с главной масляной магистралью в блоке цилиндров. Минимальное давление масла должно быть не менее 0,8 кгс/см² при 750—800 об/мин.

При падении давления масла ниже допустимого загораетеся красным цветом одна из контрольных ламп комбинации приборов.

Циркуляция масла при работе двигателя происходит следующим образом. Масляный насос, расположенный на переднем конце коленчатого вала, засасывает масло через фильтрующую сетку маслоприемника, приемную трубку и канал в корпусе насоса и подает его по каналу в блоке цилиндров к полнопоточному фильтру. В фильтре масло очищается от механических примесей и смолистых веществ. Отфильтрованное масло по каналу поступает в главную масленую магистраль , проходящую вдоль блока цилиндров, а оттуда по каналам  в перегородках блока цилиндров подводится к коренным подшип­никам коленчатого вала. Во вкладышах коренных подшипников имеются по два отверстия, через которые масло проникает в кольцевые канавки на внутренней поверхности вкладышей. Из этих канавок часть масла идет на смазку коренных подшипников, а другая часть по каналам, просверленным в шейках и щеках коленчатого вала, к подшипникам нижних головок шатунов. Через боковое отверстие в шатуне из шатунного подшипника струя масла попадает на зеркало цилиндра в момент совпадения отверстия подшипника с каналом в шатунной шейке масло, снимаемое со стенок цилиндра маслосъемным кольцом, через отверстия в поршне отводится внутрь поршня и смазывает опоры поршневого пальца в бобышках поршня.

В шатунных шейках коленчатого вала происходит также центробежная очистка масла от частиц продуктов износа деталей и от посторонних включений, содержащихся в масле, которые скапливаются в наклонных каналах под действием центробежных сил в пространстве от отверстий в шатунной шейхе до заглушки маслиною канала коленчатого вала.

Кроме того, из главной масляной магистрали  масло по вертикальным каналам  в блоке и головке цилиндров подводится в масляную магистраль  головки цилиндров, а оттуда по каналам  к подшипникам распределительного вала.

Вытекающим из подшипников распределительного вала маслом смазываются рабочие поверхности кулачков и толкателей клапанов.

Масло, собирающееся под крышкой головки цилиндров, стекает к левой стороне двигателя и через окна в головке и каналы в блоке цилиндров сливается в картер.

Давление масла на прогретом двигателе при средних оборотах составляет 0.35- 0.45 МПа (3,5 - 4.5 кгс/см2).

Для того чтобы при работе двигателя на любом режиме обеспечить необходимое давление масла в магистрали, а также чтобы компенсировать увеличивающийся при износе двигагсчя расход масла, масляный насос имеет избыточную производительность л чтобы предотвратить повышение давления масла сверх допустимого, в системе установлен редукционный клапан перепускающий избыточное масло снова на вход масляного насоса.

Масляный насос двигателя собран в специальном корпусе, прикрепляемом к передней стенке блока цилиндров. Масляный насос односекционный с зубчатыми колесами внутреннего зацепления.

Ведущее зубчатое колесо масляного насоса устанавливается на переднем конце коленчатого вала.

В корпусе масляного насоса установлено ведомое зубчатое колесо. Для обеспечения необходимых зазоров между зубчатыми колесами и корпусом при изменении температуры корпус отпивается из чугуна, зубчатые колеса изготовляются из металлокерамики. В корпусе полость всасывания отделяется от нагнетательной серпообразным выступом.

Пара зубчатых колес насоса вращается в корпусе с зазорами 0,03- 0,08 мм по высоте и 0,10 - 0,17 мм по диаметру ведомого зубчатого колеса. Предельные допустимые зазоры в сопряжении равны 0,12-0,15 мм по высоте и 0,3 мм по диаметру.

При работе двигателя ведущее и ведомое зубчатые колеса насоса всасывают масло и впадинами зубьев нагнетают его а нагнетательную полость насоса. При давлении выше 4,5 кгс/см2 открывается редукционный клапан, и часть масла перепускается из полости давления в полость всасывания насоса.

Под пробку редукционного клапана во избежание течи масла ставится уплотнительное кольцо. Коленчатый вал в крышке масляного насоса уплотняется сальником, маслоприемник уплотняется резиновым кольцом.

Масленный фильтр служит для очистки масла от вредных примесей, оказывающих существенное влияние на ускорение износа деталей двигателя. Качество масла в двигателе не остается постоянным, а засоряется продуктами износа деталей, частицами нагара, образовывающегося в результате неполного сгорания в цилиндрах двигателя, засоряется образующимися при высокой температуре деталей смолистыми веществами.

Масляный фильтр навернут на штуцер фланца и прижат к его кольцевому буртику. Герметичность соединения обеспечивается резиновой прокладкой, установленной между крышкой фильтра и буртиком фланца. Масло поступает в фильтр по каналу и, прейдя фильтрующий элемент, выходит в главную магистраль блока через центральное отверстие, штуцер крепления и канал.

Фильтр имеет противодренажный клапан, предотвращающий стекание масла из каналов системы при остановке двигателя, и перепускной клапан, который срабатывает при засорении фильтрующего элемента и перепускает масло помимо фильтра в масляную магистраль.

Фильтрация масла производится фильтрующим элементом. При смене масла в двигателе фильтр необходимо заменять, чтобы обеспечить эффективную фильтрацию масла.
4
.2Система вентиляции картера двигателя


Во время работы двигателя через зазоры в местах установки поршневых колец и зазоры между стержнями клапанов и направляющими втулками в картер проникает некоторое количество отработавших газов. При пуске двигателя в цилиндрах также конденсируются пары бензина которые, попадая в картер, разжижают масло и ухудшают его смазывающие свойства. Имеющиеся в составе отработавших газов пары воды, конденсируясь в картере, вспенивают масло и приводят к образованию густых и липких эмульсий, а в соединении с сернистым газом образуют кислоты, которые разъедают рабочие поверхности деталей двигателя и ускоряют их износ

Для удаления из картера газов и паров бензина, что увеличивает срок службы масла и повышает долговечность двигателя, служит принудительная вентиляция картера, осуществляемая отсосом газов из картера во впускную трубу двигателя кроме того, вентиляция картера не допускает повышения давления в картере из-за проникновения в него отработавших газов. А поскольку система вентиляции закрытая, то исключается попадание картерных газов в салон автомобиля и уменьшается выброс токсичных веществ в атмосферу.

Вентиляция осуществляется путем отсоса газов из картера по нижнему и верхнему вытяжным шлангам и шлангу. Масло, которое отделяется в маслоотделителе, стекает обратно в масляный картер.
                                    

4.3 СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИЕАТЕЛЯ.

Система охлаждения двигателя — жидкостная, закрытого типа, с принудительной циркуляцией ЖИДКОСТИ, с расширительным бачком. Система охлаждения включает следующие элементы: насос охлаждающей жидкости, рубашки охлаждения блока и головки цилиндров, неразборный термостат, радиатор с расширительным бачком, электровентилятор, сливные пробки, трубопроводы и шланги.

При работе двигателе жидкость, нагретая в рубашках охлаждения, поступает через выпускной патрубок по шлангам и соответственно в радиатор или термостат а зависимости от положения клапанов термостата. Далее охлаждающая жидкость всасывается насосом по подводящей трубке и подается вновь в рубашку охлаждения. По шлангу осуществляется циркуляция жидкости и подогрев горючей смеси во впускной трубе.

В системе охлаждения используется жидкость Тосоп-А40, которая не замерзает при понижении температуры до —40° С и исключает образование накипи в системе. Жидкость представляет собой этиленгликолевую смесь с антикоррозионными и антивспенивающими присадками. Плотность охлаждающей жидкости Тосол-А40М составляет 1,078 -1,085 г/смЗ. При понижении плотности жидкости для ее восстановления используют жидкость Тосол-А.

Вместимость системы охлаждения, включая и отопитель салона, составляет 6 л.

Проверка заполнения системы охлаждающей жидкостью осуществляется на холодном двигателе (+15 ... f20* С) по уровню жидкости в расширительном бачке, который должен быть на 25-30 мм выше метки «MIN». Полупрозрачный расширительный бачок позволяет визуально контролировать уровень. При необходимости жидкость допивают через заливную горловину расширительного бачка.

Для контроля температуры охлаждающей жидкости имеется датчик, установленный в головке цилиндров, и указатель на комбинации приборов в салоне автомобиля. Температура жидкости в системе охлаждения у прогретого двигателя при температуре окружающего воздуха 20 - 30º С с полной нагрузкой и при движении со скоростью 80 км/ч должна быть не более 95º С.

При нормальном тепловом режиме работы двигателя стрелка указателя стоит у начала красного поля шкалы. Переход

стрелки в красную зону шкалы указывает на повышенный тепловой режим двигателя, который может быть вызван неполадками в системе охлаждения (недостаточное количество охлаждающей жидкости, неисправность термостата или электровентиляторов), а также тяжелыми дорожными условиями.

Слив жидкости из системы осуществляется через сливные отверстия, закрываемые пробками: одна внизу правого бачка радиатора, другая — в блоке цилиндров со стороны радиатора.

К системе охлаждения подключен отопитель салона автомобиля Нагретая жидкость из головки цилиндров поступает через подводящий патрубок, шланги и кран отопителя, а по шлангу и отводящему патрубку отсасывается насосом.

Насос охлаждающей жидкости — центробежного типа, приводится в действие зубчатым ремнем привода распределительного вала.

Насос крепится болтами к блоку цилиндра спереди через уплотнительную прокладку.

Корпус насоса изготавливается из алюминиевого сплава. В корпусе в двухрядном шарикоподшипнике устанавливается валик. Подшипник стопорится винтом. Чтобы винт не ослабевал, контуры гнезда винта расчеканиваются после сборки. Роль внутренней обоймы шарикоподшипника выполняет валик насоса. При сборке полость шарикоподшипника заполняют смазной Литол-24 на весь срок эксплуатации двигателя.

         На валик с одной стороны напрессована чугунная крыльчатка, а с другой — зубчатый шкив, изготовленный из металлокерамической композиции. При каждом снятии шкива с валика его рекомендуется заменять новым, чтобы шкив не смог провернуться на валике при повторной его установке.

 К торцу крыльчатки, закаленному токами высокой частоты на глубину 2 - 3 мм, прижимается уплотнительное кольцо сальника. Кольцо изготовлено из графитовой композиции.

Сальник неразборный, состоит из наружной латунной обоймы, резиновой манжеты и пружины, он запрессован в корпус насоса. Сальник уплотняет валик насоса. В случае прохода охлаждающей жидкости через поврежденный сальник для ее стока в корпусе под подшипником имеется сливное отверстие.

Для снятия осевой нагрузки на валик и шарикоподшипник при работе насоса со стороны полости нагнетания в крыльчатке выполнены два сквозных отверстия, которые соединяют полости с одной и другой стороны крыльчатки, выравнивая давление охлаждающей жидкости в этих полостях.

Радиатор и расширительный бачок. Радиатор — разборный, с пластмассовыми бачками, трубчатопластинчатый с двумя рядами трубок.

Сердцевина радиатора состоит из алюминиевых круглых трубок и алюминиевых теплопередающих дающих пластин оребрения трубок, сердцевина крепится к пластмассовым бачкам через резиновые угоготнительные прокладки. Для повышения эффективности охлаждения жидкости охлаждающие пластины оребрения отштампованы с насечкой, обеспечивающей турбулентное движение воздуха через радиатор. Радиатор двухходовой, левый бачок имеет перегородку, разделяющую его пополам.

Использование алюминия и пластмассы при изготовлении радиатора значительно снизило его вес.

Радиатор не имеет заливной горловины, жидкость заливается в расширительный бачок. Верхний патрубок левого бачка радиатора соединяется шлангом с расширительным бачком. Левый бачок имеет также подводящий и отводящий патрубки. Правый бачок радиатора имеет сливную пробку и датчик включения электровентилятора.

Радиатор в сборе устанавливается на три резиновые опоры: две внизу вставляются в отверстия передка кузова, третья вверху прижимается пластиной с помощью двух гаек. Резиновые прокладки сердцевины и резиновые опоры радиатора резко снижают воздействие на него вибрационных нагрузок.

Расширительный бачок изготавливается из полупрозрачного полипропилена, крепится ремнем к кронштейнам щитка передка кузова. Нижний патрубок расширительного бачка соединяется шлангом с термостатом. Для предотвращения образования паровых пробок в системе охлаждения верхний патрубок бачка соединяется шлангом с первым бачком радиатора.

Расширительный бачок имеет заливную горловину, закрываемую пластмассовой пробкой с выпускным (паровым) и впускным клапанами. Клапаны устанавливаются в пробке в отдельном неразборном латунном блоке.

На работающем двигателе при резком повышении температуры охлаждающей жидкости или ее закипании увеличиваются давление и теплоотдача радиатора. При повышении давления до 1.1 кгс/см² открывается выпускной (паровой) клапан и пары выходят из бачка в атмосферу.

При охлаждении жидкости в системе или сливе жидкости давление в системе понижается и через впускной клапан в систему подсасывается атмосферный воздух. Давление начала открытий впускного клапана составляет 0.03-0.13 кгс/см². Для полного слива жидкости из системы пробка расширительного бачка должна обязательно сниматься.

Электровентилятор. Крыльчатка вентилятора четырехлопастная, изготовлена из пластмассы. Лопасти крыльчатки имеют переменный по радиусу утоп закрутки и для уменьшение шума переменный угловой шаг по ступице крыльчатка вентилятора устанавливается на вал электродвигателя  и поджимается гайкой. Для лучшей эффективности работы крыльчатка накопится в кожухе , который крепится болтами к гайкам радиатора. Электродвигатель в сборе с крыльчаткой устанавливается на три резиновые втулки и крепится гайками на шпильки кожуха вентиляторе.

Включение и выключение электровентилятора осуществляется автоматически в зависимости от температуры охлаждающей жидкости с помощью датчика 25 типа ТМ-108, установленного в правом бачке радиатора. Температура замыкания контактов датчика должна быть в пределах 96-102º С, а размыкания в пределах 91 - 97º С.

Термостат и работа системы охлаждения. Термостат системы охлаждения ускоряет прогрев двигателя и поддерживает необходимый тепловой режим работы двигателя. При оптимальном тепловом режиме температура охлаждающей жидкости должна быть 85- 95" С.

Термостат  состоит из корпуса и крышки , которые завалыюваны вместе с серпом основного клапана. Термостат имеет входной патрубок у входа охлажденной жидкости от радиатора, патрубок перепускного шланга для перепуска жидкости из головки цилиндров в термостат, патрубок для подачи охлаждающей жидкости в насос и патрубок шланга к расширительному бачку.

Основной клапан установлен в стакан термоэлемента, а котором свальцована резиновая вставка. В резиновой вставке находится стальной полированный поршень, закрепленный на неподвижном держателе. Между стенками стакана и резиновой вставкой помещен термочувствительный твердый наполнитель. Основной клапан поджимается к седлу пружиной. На клапане закреплены две стойки, на которых установлен перепускной клапан поджимаемый пружиной.

Термостат в зависимости от температуры охлаждающей жидкости автоматически включает или отключает радиатор системы охлаждения и перепускает жидкость или через радиатор, или минуя его.

На холодном двигателе при температуре охлаждающей жидкости ниже 87ºС основной клапан  термостата закрыт, перепускной открыт. При этом жидкость циркулирует через перепускной клапан по шлангу и подводящей трубке  в насос , минуя радиатор (по малому кругу). Этим обеспечивается быстрый прогрев двигателя.

Если температура жидкости превышает 102ºС, термочувствительный наполнитель термостата расширяется, сжимает резиновую вставку  и выдавливает поршень, перемещая основной клапан до полного открытия. Перепускной клапан полностью закрывается. Жидкость в этом случае циркулирует по большому кругу; из рубашки охлаждения по шлангу в ра­диатор и далее по шлангу через основной клапан и патрубок поступает в насос, которым вновь направляется в рубашку охлаждения.

В диапазоне температур 87-102º С клапаны термостата находятся в промежуточных положениях, и охлаждающая жидкость циркулирует по малому и большому кругам. Величина открытия основного клапана обеспечивает постепенное подмешивание охлажденной в радиаторе жидкости, чем достигается наилучший тепловой режим работы двигателя.

Температура начала открытия основного клапана термостата должна находиться в пределах 85- 95º С, а ход основного клапана ив менее в мм при повышении температуры до 102º С.

Проверку начала открытия основного клапана выполняют в баке с техническим глицерином начальная температура глицерина должна быть 78-80ºС. Температуру глицерина постепенно увеличивают на 1º С в минуту. За температуру начала открытия клапана принимают температуру, при которой ход основного клапана составит 0,1 мм.

Простейшую проверку работы термостата можно провести на ощупь непосредственно на автомобиле. При исправном термостате после пуска холодного двигателя нижний шланг начинает нагреваться, когда стрелка указателя температуры жидкости на комбинации приборов находится примерно на расстоянии 3- 4 мм от красной зоны шкалы указателя.
6 ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ   МЕХАНИЗМ

Газораспределительный механизм обеспечивает наполнение цилиндров двигателя свежим зарядом горючей смеси и выпуск отработавших газов в соответствии с требованиями рабочего процесса в каждом из цилиндров двигателя. Этот механизм характеризуется верхним рядным расположением кла­панов.

Распределительный вал, управляющий открытием и закрытием клапанов, расположен в головке цилиндров и приводится во вращение от коленчатого вала эластичным зубчатым ремнем, имеющим 111 зубьев. Клапаны приводятся в действие непосредственно кулачками распределительного вала через цилиндрические толкатели клапана, без промежуточных рычагов. В гнезде толкателя находится регулировочная шайба, подбором которой регулируется зазор в механизме привода клапанов.

Зубчатый ремень приводит во вращение и шкив насоса охлаждающей жидкости. Натяжной ролик служит для натяжения ремня. Он вращается на эксцентриковой оси натяжного ролика, прикрепленной на шпильке к головке цилиндров через дистанционное кольцо. Поворачивая ось относительно шпильки крепления, изменяют натяжение ремня. Натяжение ремня считается нормальным, если в средней части ветви между шкивами распределительного и коленчатого валов ремень закручивается на 90° усилием пальцев в 1.5 -2 кгс. Если усилие ниже нормы, ослабляют гайку крепления натяжного ролика, поворачивают его ось за шестигранную головку на 10 - 15" против часовой стрелки и затягивают гайку крепления оси. Провернув коленчатый вал по часовой стрелке за болт крепления шкива привода генератора на два оборота, проверяют натяжение ремня. Если натяжение недостаточно, то операцию по натяжению ремня по­вторяют. Гайка крепления оси натяжного ролика затягивается моментом 4 кгс м Не следует допускать излишнего натяжения ремне, так как это значительно снизит срок его службы.

С 1996 г. устанавливается натяжной ролик с пластмассовым ободом Причем  он  устанавливается  без  оси непосредственно  на  шпильку,  а дистанционное кольцо имеет другие размеры (наружный диаметр 28 мм. внутренний — ЮЛ мм и тол-шину 7,1 мм). При регулировке натяжения ремня ролик поворачивается специальным ключом с двумя штифтами, которые входят в два отверстия на внутреннем кольце ролика.

Шкив привода распределительного вала и шкив насоса охлаждающей жидкости изготовлены методом прессования из металлокерамики. Зубчатый шкив привода распределительного вала (ведущий) имеет 21 зуб, крепится шпонкой на переднем конце коленчатого вала. Шкив распределительного вала (ведомый) имеет 2 зуба, установлен на шпонке на переднем конце распределительного вала и закреплен болтом с шайбой.

Благодаря определенной ориентации шпоночных пазов в ведущем и ведомом шкивах относительно зубьев и соответствующего зацепления их с зубчатым ремнем обеспечиваются требуемые фазы газораспределения. Проверка правильного взаимного расположения шкивов привода производится следующим образом коленчатый вал поворачивается по часовой стрелке до положения, при котором поршень первого цилиндра находится в в м. т. такта сжатия. При этом метка ж должна совпадать с меткой е на задней крышке зубчатого ремня, а метка на маховике должна находиться против среднего деления шкалы на держателе заднего сальника коленчатого вала .

Если метки не совпадают, то ослабляют ремень натяжным роликом, снимают шкив с распределительного вала, корректируют положение этого шкива, снова надевают ремень на шкив и слегка натягивают натяжным роликом. Опять проверяют совпадение установочных меток, провернув коленчатый вал на два оборота по часовой стрелке.

При укладке распределительного вала в опоры головки цилиндров положение кулачков распределительного вала первого цилиндра должно соответствовать закрытому состоянию обоим клапанов, а коленчатый вал должен находиться в положении в. м. т. такта сжатия первого цилиндра .

При установке шкива также следят, чтобы метка ж на шкиве находилась примерно против установочной метки е на задней защитной крышке зубчатого ремня. Допустимое несовпадение не более чем на два зуба шкива, иначе клапаны четвертого цилиндра упрутся в поршень. По этой причине не допускается также поворачивать и вращать распределительный и коленчатый валы до установки ремня.

Распределительный вал отлитый из чугуна, имеет три опорные шейки диаметром 24,931- 24.915 мм, которые вращаются в гнездах, выполненных в головке цилиндров 24 и корпусе в подшипников распределительного вала. Отверстия под опоры распределительного вала диаметром 25.000 25.025 мм обрабатываются в головке цилиндров в сборе с корпусом подшипников распределительного вала, что обеспечивает высокую точность, правильную геометрическую форму отверстий, на распределительном валу имеется эксцентрик привода топливного насоса. Задний торец распределительного вала имеет паз для соединения с датчиком момента искрообразования системы зажигания двигателя.

От осевых перемещений распределительный вал удерживается упорным буртиком вала, располагаемым между торцом задней опоры вала и корпусом вспомогательных агрегатов. Зазор 0.15-0.53 мм между упорным буртиком вала в гнезде заднего подшипника и торцом посадочного пояска корпуса вспомогательных агрегатов, определяемый различием толщины буртика и глубины проточки в задней опоре, закрываемой корпусом, обеспечивает свободное вращение вала.

Для повышения износостойкости рабочие поверхности кулачков эксцентрика и поверхность шейки распредели тельного вала под сальник отбеливаются. Глубина отбеленного слов не менее 0.2 мм. Твердость кулачков и эксцентрика не менее 50 единиц по шкале -С- прибора Роквелпа (ННО50).

Клапаны (впускной и выпускном), служащие для периодического открытия и закрытия отверстий впускных и выпускных каналов, расположены в головке цилиндров наклонно в один ряд . Головка впускного клапана имеет больший диаметр для лучшего наполнения цилиндра, а рабочая фаска выпускного клапана, работающая при высоких температурах в агрессивной среде выпускных газов, имеет наплавку из жаростойкого сплава. Кроме того, выпускной клапан выполнен составным стержень из хромоникельмолибденовой стали с лучшей износостойкостью на трение и теплопроводностью для отвода тепла от головки клапана к его направляющей втулке, а головка из жаропрочной хромоиикельмарганцовистой стали. Впускной клапан изготовлен из хромокремнистой стали.

Диаметр стержней клапана составляет 7.985- 8.000 мм,угол рабочей фаски равен 45*30'.

Наружный диаметр головки впускного клапана равен 35 мм , а выпускного — 31.5 мм

Направляющие втулки впускного 20 и выпускного 21 клапанов изготовлены из чугуна, запрессованы в головку с натягом 0.063- 0.108 мм и от возможного выпадания удерживаются стопорными кольцами. Отверстия во втулках окончательно обрабатываются в сборе с головкой блока цилиндров, что обеспечивает малый допуск на диаметр отверстия и точность его расположения по отношению к рабочим фаскам седла и клапана.

В отверстиях направляющих втулок имеются спиральные канавки для смазки. У втулок впускных клапанов канавки нарезаны до половины длины отверстия, а у втулок выпускных клапанов — по всей длине отверстия.

Наружный диаметр втулок составляет 14.040 - 14,058 мм. внутренний 8,022 -8.040 мм у втулкм впускного клапана и 8.029 8.047 у втулки выпускного клапана.

Сверху на направляющие втулки надеваются маслоотражательныв колпачки из фторкаучуковой резины со стальным арматурным кольцом, которые охватывают стержень клапана и служат для уменьшения проникновения масла в камеру сгорания через зазоры между направляющей втулкой и стержнем клапана.

Пружины (наружная и внутренняя) прижимают клапан к седлу и не позволяют толкателю клапана отрываться от привода. Пружины нижними концами опираются на опорную шайбу пружин. Верхняя опорная тарелка пружин клапана удерживается на стержне клапана двумя сухарями клапана, имеющими в сложенном виде форму усеченного конуса. Сухари имеют три внутренних буртика, которые входят в соответствующие выточки на стержни клапана. Такая конструкция обеспечивает как надежное соединение, так и возможность поворота клапанов при работе, благодаря чему они изнашиваются равномернее.

Толкатели клапана предназначены для передачи усилия от кулачков распределительного вала к клапанам. Толкатели изготовлены в виде цилиндрических стаканов диаметром 35.275- 35.295 мм и размещены в направляющих гнездах головки цилиндров с зазором 0.025-0.070 мм. В торцовом углублении толкателя размещается регулировочная шайба определенной толщины, обеспечивающая необходимый зазор между кулачком распределительного вала и толкателем с шайбой. Шайбы сделаны из стали 20Х и подвергнуты нитроцемемтации, что обеспечивает твердость их поверхности 58 единиц по шкале -С- прибора Роквелла.

При работе двигателя вследствие смещения зоны контакта с кулачками на 1 мм относительно оси толкатели поворачиваются вокруг своих осей, что обеспечивает равномерный износ по наружному диаметру.
Литература:

1)    Гаврилов А.А., Игнатов М.С., Эфрос В.В. Расчет циклов поршневых двигателей: Учеб. пособие/ Владим. гос. ун-т. Владимир, 2003. 124с.

2)    Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. школа, 1980. – 400 с., ил.

3)    ВАЗ- 2114, -21144, -2115.  Устройство, обслуживание, диагностика и ремонт.  Иллюстрированное руководство. – М.: ООО «Книжное издательство «За рулем», 2008. – 232 с.: ил. – ( Серия «Своими силами»).