p align="left"> мм; мм;

мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия . Отсюда

мм,

гдемм.

б) политропа расширения .Отсюда

мм

Результаты расчета точек политроп приведены в табл.

№ точек	OX, мм		Политропа сжатия	Политропа расширения
				, мм	, МПа		, мм	, МПа
1	10,7	8,5	19,04	32,4	1,62 (точка с)	14,55	132,4	6,62 (точка z)
2	11,3	8	17,52	29,8	1,49	13,48	122,7	6,135
3	12,9	7	14,58	24,7	1,23	11,41	103,8	5,19
4	18,1	5	9,17	15,5	0,77	7,490	68,2	3,41
5	22,7	4	6,74	11,5	0,58	5,66	51,5	2,57
6	30,2	3	4,54	7,7	0,385	3,953	36	1,8
7	45,4	2	2,59	4,4	0,22	2,380	21,658	1,083
8	60,5	1,5	1,74	3,0	0,15	1,661	15,1	0,755
9	90,7	1	1	1,7	0,085 (точка а)	1	9,1 (точка b)	0,455

Теоретическое среднее индикаторное давление

,

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

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

,

где л -- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

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

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

Обозначение точек	Положение точек			Расстояние точек от в.м.т. (AX), мм
	до в.м.т.	18	0,0655	2,6
	после в.м.т.	25	0,1223	4,8
	после в.м.т.	120	1,6069	62,5
	до в.м.т.	35	0,2313	9,0
	до в.м.т.	30	0,1697	6,6
	до в.м.т.	125	1,6667	65,0

Положение точки определяется по формуле:

МПа;

мм.

Действительное давление сгорания

МПа;

мм.

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

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

Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Q0 = HuGт/3,6 = 43930Gт/3,6= 12203 Gт

GT	18,488	кг/ч
Q0	225609	Дж/с

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с: Qe = 1000Ne,

Qe	56887	Дж/с

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Qв= ciDl+2mnm (Hu - ?Нu)/(бНu)

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

Qв= 0,5·4·7,9l+2·0,65·54000,65 (43930 - 2476)/(0,96·43930)=60836 Дж/с;

Теплота, унесенная с отработанными газами:

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

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Qн.c = ?НuGт/3,6

Qн.c =2476 * 18,488/3,6 =12716 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты

Qocт =Q0-(Qe+Qв+Qr + Qн.c)

Qост = 225609--(56887 + 60836 + 72240 + 12715) = 22931 Дж/с;

Расчёт кинематики и динамики двигателя

Кинематика

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

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

Перемещение поршня

мм

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

Угловая скорость вращения коленчатого вала

рад/с.

Скорость поршня

м/с

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

Ускорение поршня

=м/с2

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

		мм		м/с		м/с2
1	2	3	4	5	6	7
0	0,0000	0,0	0,0000	0,0	+1,2860	+16420
30	+0,1697	6.8	+0,6234	+14	+1,0085	+12877
60	+0,6069	24.0	+0,9894	+22.4	+0,3575	+4565
90	+1,1425	45.7	+1,0000	+22.6	-0,2850	-3639
120	+1,6069	64.3	+0,7426	+16.8	-0,6425	-8204
150	1,9017	76.0	+0,3766	+8.5	-0,7235	-9238
180	+2,0000	80	0,0000	0,0	-0,7150	-9129
210	+1,9017	76.0	-0,3766	-8.5	-0,7235	-9238
240	+1,6069	64.3	-0,7426	-16.8	-0,6425	-8204
270	+1,1425	45.7	-1,0000	-22.6	-0,2850	-3639
300	+0,6069	24.0	-0,9894	-22.4	+0,3575	+4565
330	+0,1697	6.8	-0,6234	-14	+1,0085	+12877
360	+0,0000	0,0	-0,0000	0,0	+1,2850	+16408

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

При , а на кривой - это точка перегиба.

Динамика

Силы давления газов

мм,

где Мs -- масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

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

рад в мм,

где OB-- длина развернутой индикаторной диаграммы, мм.

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

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

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

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

кг;

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

кг;

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

кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

кг.

Массы, совершающие вращательное движение:

кг.

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

Мпа

Центробежная сила инерции вращающихся масс.

кН

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна:

кН

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

кН

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

Удельная нормальная сила (МПа) . Значения tgв определяют для л=0,285 по таблице и заносят в гр. 6, а значения pN -- в гр. 7.

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

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

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

и

По данным таблицы строят графики изменения удельных сил pj, p, ps, pN, pK и рT в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала ц.

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

по данным теплового расчета

Н;

Крутящие моменты. Крутящий момент одного цилиндра

Н·м

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

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

Средний крутящий момент двигателя:

По данным теплового расчета

Н·м;

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

Mкp.max=500 Н·м; Мкр.min= -212 Н·м.

Графики динамического расчёта карбюраторного двигателя:

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

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

Конструирование и расчёт на прочность деталей двигателя

Расчет поршня бензинового двигателя

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили: диаметр цилиндра D =79 мм, ход поршня S=80, действительное максимальное давление сгорания Рд=6,233 МПа при nм=3000 об/мин, площадь поршня Fп= 48,99 см2 , наибольшую нормальную силу Nmax= 0,0044 МН при ц=370°, массу поршневой группы mn= 0,3916 кг, частоту вращения nx.x max=6000 мин-1 и л=0,285.

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

Напряжение изгиба в днище поршня:

МПа,

Где мм.

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

Напряжение сжатия в сечении х -- x

МПа,

где МН;

м2;

мм;

мм2;

Напряжение разрыва в сечении х -- х:

максимальная угловая скорость холостого хода

рад/с;

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

кг;

максимальная разрывающая сила

МН;

напряжение разрыва

МПа.

Напряжения в верхней кольцевой перемычке: среза

МПа;

Изгиба МПа;

Сложное МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

МПа;

МПа.

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

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

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

мм;

мм,

где мм;

мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии

где Тц=383 К, Тг=593 К, Тю =413 К приняты с учетом жидкостного охлаждения двигателя.

Расчёт элементов системы охлаждения

Расчет жидкостного насоса карбюраторного двигателя

По данным теплового баланса количество теплоты, отводимой от двигателя жидкостью: QВ = 60836 Дж/с; средняя теплоемкость жидкости сж = 4187 Дж/(кг•К), средняя плотность жидкости рж ? 1000 кг/м3; напор, создаваемый насосом, принимается рЖ = 120000 Па; частота вращения насоса nВ.И.=4600мин-1. Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения

Gж=QВ/(сжрж?Тж)=60836/(4187•1000•9,6) = 0,00151 м3/с,

где ?ТЖ = 9,6 К -- температурный перепад жидкости при принудительной циркуляции.

Расчетная производительность насоса

Gж.р = Gж/з = 0,00151/0,82=0,00184м3/с,

где з = 0,82 -- коэффициент подачи насоса.

Радиус входного отверстия крыльчатки

r1= = = 0,0206 м,

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

Окружная скорость потока жидкости на выходе из колеса

u2 = = = 14,7м/с,

где угол б2=10°, а угол в2=45°; зh = 0,65 -- гидравлический КПД насоса.

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

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

Угол между скоростями с1 и u1 принимается б1 = 90°, при этом tgв1=c1/u1=1,8/9,96=0,1807, откуда в1 = 10°15'. Ширина лопатки на входе

b1 = = ,=0165м

b1=

где z=4 - число лопаток на крыльчатке насоса; д1=0,003 - толщина лопаток у входа, м.

Радиальная скорость потока на выходе из колеса

cr= = =2,2 м/с.

Ширина лопатки на выходе

b2= ==0,0048 м,

где д2=0,003 -- толщина лопаток на выходе, м.

Мощность, потребляемая жидкостным насосом:

Nв.н = Gж.ррж/(1000зм)=0)00184•120000/(1000•82) = 0,27 кВт,

где зм=0,82 -- механический КПД жидкостного насоса.

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

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

G'возд=Qвозд/(свозд?Твозд)= 60836/(1000•24)= 2,53кг/с,

где ?Твозд=24 -- температурный перепад воздуха в решетке радиатора, К.

Массовый расход жидкости, проходящей через радиатор:

G'ж=Gжсж = 0,00151•1000 = 1,51 кг/с.

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

Тср. возд== =325,0 К,

где Твозд. вх=313--расчетная температура воздуха перед радиатором, К.

Средняя температура жидкости в радиаторе

Тср. ж= ==358,2 К,

где Тж. вх = 363 -- температура жидкости перед радиатором; К; ?Тв = 9,6 -- температурный перепад жидкости в радиаторе, принимаемый по данным § 20.2, К.

Поверхность охлаждения радиатора

F===11,45 м2,

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

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

G'возд=2,53 кг/с, а его средняя температура Тср. возд=325 К. Напор, создаваемый вентилятором, принимается ?ртр = 800 Па.

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе

рвозд=р0р•106/(RвТср. возд)=0,1 * 10б/(287 * 325)= 1,07 кг/м3.

Производительность вентилятора

Gвозд=G'возд/рвозд= 2,53/1,07 = 2,36 м3/с.

Фронтовая поверхность радиатора

Fфр. рад= Gвозд/wвозд=2,36/20 = 0,118 м2,

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

Диаметр вентилятора

Dвент= 2= 2=0,388 м.

Окружная скорость вентилятора и

шл =2,2 = 71,0 м/с,

где шл =2,2 -- безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей.

Частота вращения вентилятора

nвент =60u/(рDвент)= 60 * 71/(3,14 * 0,388) = 3500 мин-1.

Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора,

Nвент = Gвозд?pтр/ (1000зв) = 2,36•800/(1000•0,65) = 2,9 кВт,

где зв=0,38 -- КПД литого вентилятора.

Описание конструкции детали и системы

Описание конструкции поршня

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

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

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

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

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

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

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

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

Описание конструкции системы охлаждения

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

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

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

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

1 - трубка отвода жидкости от радиатора отопителя;

2 - патрубок отвода горячей жидкости из

головки цилиндров в радиатор отопителя;

3 - перепускной шланг термостата;

4 - выпускной патрубок рубашки охлаждения;

5 - подводящий шланг радиатора;

6 - расширительный бачок;

7 - рубашка охлаждения;

8 - пробка радиатора;

9 - трубка радиатора;

10 - кожух вентилятора;

11 - вентилятор;

12 - шкив;

13 - отводящий шланг радиатора;

14 - ремень вентилятора;

15 - насос охлаждающей жидкости;

16 - шланг подачи охлаждающей

жидкости в насос;

17 - термостат

Заключение

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

Страницы: 1, 2

Голосование

Как вы оцениваете работу нашего сайта? Отлично Хорошо Нормально Плохо Результаты