Ульяновский автомеханический техникум
Курсовая работа
по предмету: Двигатели А.Т.Т.
Выполнил студент
3 курса гр. 538-А
Сасиков М.А.
Содержание
Введение
Исходные данные.
Процессы впуска и выпуска.
Процесс сжатия.
Процесс сгорания.
Параметры рабочего тела.
Процессы расширения и выпуска.
Построение индикаторной диаграммы.
Тепловой баланс.
Кинематический расчет КШМ.
Перемещение поршня.
Скорость поршня.
Ускорение поршня.
Динамический расчет КШМ.
Построение развернутой индикаторной диаграммы.
Расчет и построение удельной силы инерции.
Определение суммарной силы, действующей на поршень.
Расчет и построение диаграммы тангенциальной силы.
Построение суммарной тангенциальной диаграммы многоцилиндрового двигателя.
Определение крутящего момента и мощности двигателя.
Расчет маховика.
Нормальная сила.
Введение
Цели и задачи:
Целью данного курсового проекта является улучшение эксплуатационных и технических показателей вследствие применения более современных конструкционных материалов и улучшения тепловых процессов двигателя, а также повышение надёжности его работы, снижение токсичности отработанных газов и улучшение вибрационно-акустических качеств за счёт повышения уравновешенности масс кривошипно-шатунного механизма. В задачи проекта входит расчёт и определение параметров и показателей рабочего цикла, основных размеров, кинематический и динамический анализ, оценка прочности деталей, расчёт и компоновка систем, обслуживающих двигатель.
В курсовом проекте в качестве прототипа используется автомобиль ВАЗ-2106 легковой, с закрытым четырёхдверным кузовом, с передним расположением двигателя и задними ведущими колёсами, предназначен для перевозки пяти человек и багажа не более 50 кг. Автомобиль рассчитан для эксплуатации при температуре окружающей среды от минус 400
С до плюс 450
С.
На автомобиль устанавливается 4-цилиндровый карбюраторный двигатель с рядным вертикальным расположением цилиндров и верхним расположением распределительного вала рабочим объёмом 1,6 литра. Двигатель приводит в движение автомобиль и его оборудование. В таблице приведены основные показатели и параметры двигателя в сравнении с лучшими отечественными и мировыми аналогами.
Таким образом, двигатель ВАЗ 2106 значительно отстаёт от аналогов и на мой взгляд требует значительной модернизации конструкции с целью дальнейшего повышения производительности, эффективных показателей, а также уменьшения выбросов вредных веществ в окружающую среду.
Определяем эксплуатационную мощность двигателя из условия обеспечения максимальной скорости движения.
=43 м/с – максимальная скорость автомобиля
та
= 1445 кг
— масса автомобиля
— коэффициент суммарного сопротивления дороги. Принимаю
КВ
=0,2
— коэффициент обтекаемости, Н с2
/м4
F
=
1,7 — лобовая площадь, м2
— коэффициент учета силы инерции приведенных вращающихся масс
= 1,04+0,04 ik
,
где ik
=1
— передаточное число коробки передач
= 1,04+0,04*1=1,08
ja
=0,2
— ускорение автомобиля м/с2
=0,85 — КПД трансмиссии.
=47,6 кВт.
Определяем эффективную мощность:
кВт.
Тепловой расчёт и тепловой баланс карбюраторного двигателя
Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя, предназначенного для легкового автомобиля. Эффективная мощность двигателя Nе
=
56 кВт при частоте вращения коленчатого вала п
= 5400 об/мин. Двигатель четырехцилиндровый, i
=
4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия ε = 8,5.
Тепловой расчет
Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива
С =0,855; Н =0,145 и mт
= 115 кг/кмоль.
Низшая теплота сгорания топлива
Параметры рабочего тела.
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива
кмоль возд/кг топл.;
= кг возд/кг топл.
Коэффициент избытка воздуха
. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при α ≈ 0,95 - 0,98, позволяет принять α = 0,96 на основных режимах, а на режиме минимальной частоты вращения α = 0,86.
Количество горючей смеси
М1
= αL0
+ l/mт
;
M1
= 0,96 0,516+1/115= 0,5041 кмоль гор. см/кг топл.
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=0,5 и принятых скоростных режимах:
при п
= 900 об/мин
кмоль СО2
/кг топл;
кмоль СО/кг топл;
кмоль Н2
О/кг топл;
кмоль Н2
/кг топл;
кмоль N2
/кг топл;
при п
= 3000, 5400 и 6000 об/мин
кмоль СО2
/кг топл;
кмоль СО/кг топл;
кмоль Н2
О/кг топл;
кмоль Н2
/кг топл;
кмоль N2
/кг топл;
Общее количество продуктов сгорания
;
М2
= 0,0655 + 0,0057+0,0696 + 0,0029 + 0,3923 = 0,5360 кмоль пр. сг/кг топл.
Проверка: М2
= 0,855/12 + 0,145/2 + 0,792 ∙ 0,96 ∙ 0,516 = 0,5360 кмоль пр. сг/кг топл.
Параметры окружающей среды и остаточные газы
Давление и температура окруж. среды при работе двигателей без наддува рk
=р0
=0,1 МПа и Тk
=Т0
=293 К.
Температура остаточных газов. При постоянном значении степени сжатия ε = 8,5 температура остаточных газов практически линейно возрастает с увеличением скоростного режима при α = const, но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая, что при п
= 900 об/мин α = 0,86, а на остальных режимах α = 0,96, принимается:
| Т
|
1060 |
МПа |
Давление остаточных газов р
r
за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно получить на. номинальном скоростном режиме
prN
= 1,18р0
= 1,18 0,1 =0,118 МПа.
Тогда
Aр
= (prN
– p0
·1.035) 108
/(
) = (0,118-0,1·1,035) 108
/(54002
• 0,1) = 0,4973;
Рr
=
р0
(1,035 + Aр
· 10-8
n2
) = 0,1 (1,035+ 0,4973 10-8
n2
) = 0,1035 + 0,4973·10-9
n2
.
Отсюда получим:
| pr
|
0,1170 |
МПа |
Процесс впуска
;
.
Далее получим:
| ∆
|
7,99 |
°С |
Плотность заряда на впуске
,
где RB
= 287 Дж/кг град — удельная газовая постоянная для воздуха.
Потери давления на впуске. В соответствии со скоростным режимом двигателя (n = 5400 об/мин) и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять β2
+ ξвп
= 2,8 и ωвп
= 95 м/с. Тогда
Аn
= ωвп
/nN
= 95/5400= 0,01759;
.
Отсюда получим:
∆pα
= 2,8 • 0.017592
• 54002
• 1,189 ×10-6
/2 = 0,015 МПа;
Давление в конце впуска
рα
= p0
— ∆pα
,
| р
|
0,085 |
МПа |
Коэффициент остаточных газов. При определении γr
для двигателя без наддува принимается коэффициент очистки φоч
= 1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме φдоз
= 1,10, что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30—60°. При этом на минимальном скоростном режиме (п = 900 об/мин) возможен обратный выброс в пределах 5%, т. е. φдоз
= 0,95. На остальных режимах значения φдоз
можно получить, приняв линейную зависимость φдоз
от скоростного режима. Тогда
;
Температура в конце впуска:
К;
Коэффициент наполнения:
.
Процесс сжатия.
Средний показатель адиабаты сжатия k1
при ε =8,5 и рассчитанных значениях Та
определяется по графику, а средний показатель политропы сжатия n1
принимается несколько меньше k1
. При выборе n1
учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n1
уменьшается по сравнению с k1
более значительно:
| k
|
1,3772 |
|
| Tα
|
336 |
К |
| n
|
1,377 |
Давление в конце сжатия
МПа;
Температура в конце сжатия
К;
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:
а) свежей смеси (воздуха):
,
где
| tc
|
479,88 |
°С |
|
|
21,87 |
кДж/(кмоль · град); |
б) остаточных газов
- определяется методом экстраполяции;
α = 0,96 и tc
=480 °С
кДж/(кмоль • град);
в) рабочей смеси
кДж/(кмоль • град);
Процесс сгорания
Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси
μ0
=0,5360/0,5041=1,0633;
μ=(1,0633+0,04902)/(1+0,04902)=1,06034;
Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:
∆Нu
= 119950(1— α)L0
.
∆Нu
= 119950·(1— 0,6)·0,516=2476 кДж/кг.
Теплота сгорания рабочей смеси
Нраб.см
= (Нu
- ∆Hu
)/[М1
(1 + γr
)]
Нраб.см = (43930 - 2476)/[0,5041(1 + 0,04902)]=78391 кДж/кмоль раб. см;
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания
=(1/0,536) [0,0655 ∙(39,123 + 0,003349tz
) +0,0057∙ (22,49 + 0,00143tz
) + 0,0696 (26,67 + 0,004438tz
) + 0,0029 (19,678 + 0,001758tz
) + 0,3923(21,951+ 0,001457tz
)] = 24,656 + 0,002077tz
кДж/(кмоль∙град).
Величина коэффициента использования теплоты ξz
при п = 5600 и 6000 об/мин в результате значительного догорания топлива в процессе расширения снижается, а при т = 900 об/мин ξz
интенсивно уменьшается в связи с увеличением потерь тепла через стенки цилиндра и неплотности между поршнем и цилиндром. Поэтому при изменении скоростного режима ξz
ориентировочно принимается в пределах, которые имеют место у работающих карбюраторных двигателей:
| ξ
|
0,91 |
Температура в конце видимого процесса сгорания
0,9 78390 + 21,9627 ∙ 480 = 1,0603 ∙ (24,656 + 0,002077tz
)tz
, или
, откуда
°C;
Tz
=tz
+273=2574+273=2847 K;
Максимальное давление сгорания теоретическое
рz
= pc
μTz
/Tc
.
рz
= 1,6189·1,06034·2847/752=6,4988 МПа;
Максимальное давление сгорания действительное рz
д
= 0,85/ рz
;
| р
|
5,524 |
МПа |
Степень повышения давления
λ= рz
/pc
| λ
|
4,0143 |
Процессы расширения и выпуска.
Средний показатель адиабаты расширения k2
определяется по номограмме при заданном ε =8,5 для соответствующих значений α и Тz
, а средний показатель политропы расширения n2
оценивается по величине среднего показателя адиабаты:
| α
|
0,96 |
|
| Tz
|
2847 |
К |
| k2
|
1,2518 |
|
| n2
|
1,251 |
Давление и температура в конце процесса расширения
и
рb
= 6,4988/8,51,251
= 0,4468 МПа и Тb
= 2847/8,51,251 -1
= 1664,8 К;
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:
;
газов принята в начале расчета достаточно удачно, так как ошибка не превышает 1,7%.
Индикаторные параметры рабочего цикла.
Теоретическое среднее индикаторное давление
;
Среднее индикаторное давление:
МПа
где коэффициент полноты диаграммы принят φи
= 0,96;
| pi
|
1,0729 |
МПа |
Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива
и
; г/(кВт·ч);
Эффективные показатели двигателя
. Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров до шести и отношением S/D≥1
Предварительно приняв ход поршня S равным 80 мм, получим υп.ср.
= Sn/3 104
= 80 n/3 ·104
= =0,002667n м/с, тогда рм
= 0,049 + 0,0152 • 0,002667n МПа, а на различных скоростных режимах:
| υп.ср
|
14,4018 |
м/с |
| рм
|
0,2677 |
МПа |
Среднее эффективное давление и механический КПД
и ;
| pi
|
1,0729 |
МПа |
| pe
|
0,8052 |
МПа |
| η
|
0,75049 |
Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:
и ;
| ηi
|
0,3353 |
МПа |
| ηe
|
0,252 |
МПа |
| ge
|
325 |
г/(кВт·ч) |
Основные параметры цилиндра и двигателя. Литраж двигателя:
Vл
= 30τNe
/(pe
n) = 30 4 54/(0,8052 5400) = 1,545л.
Рабочий объем одного цилиндра:
Vh
= Vл
/i = 1,545/4 = 0,38625 л.
Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S = 80 мм, то
мм
Окончательно принимается D == 79мм и S = 80 мм.
Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S:
л;
мм2
=48,99 см2
;
| pe
|
0,8052 |
МПа |
| Ne
|
56,887 |
кВт |
| Me
|
100,649 |
Н·м |
| GT
|
18,488 |
кг/ч |
Литровая мощность двигателя
кВт/л;
ВЫВОД
: основные данные полученные в тепловом расчёте при сравнение с характеристиками прототипа (см. таб.) позволяют сделать вывод о том что для дальнейших расчётов мы можем принять этот двигатель так как расхождение не превышает 10%.
| Ne
|
ре
|
ηе
|
ge
|
|
| Рассчитанное |
56,9 |
0,8052 |
0,25 |
325 |
| Прототипа |
56,0 |
0,81 |
0,27 |
3105 |
| Погрешность |
1,6 |
0,5 |
8 |
4,6 |
Построение индикаторной диаграммы
Индикаторную диаграмму строят для номинального режима работы двигателя, т. е. при Ne
= 54кВт и n = 5400 об/мин.
Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня Мs
= 1 мм в мм; масштаб давлений Мр
= 0,05 МПа в мм.
Приведенные величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:
мм; мм
Максимальная высота диаграммы (точка z)
мм
Ординаты характерных точек:
мм; мм;
мм; мм;
мм.
Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:
а) политропа сжатия . Отсюда
мм,
гдемм.
б) политропа расширения .Отсюда
мм
Результаты расчета точек политроп приведены в табл.
| № точек |
OX, мм |
|
Политропа сжатия
|
Политропа расширения
|
||||
|
|
, мм |
, МПа |
|
, мм |
, МПа |
|||
| 1 |
10,7 |
8,5 |
19,04 |
32,4 |
1,62 (точка с) |
14,55 |
132,4 |
6,62 (точка z) |
| 2 |
11,3 |
8 |
17,52 |
29,8 |
1,49 |
13,48 |
122,7 |
6,135 |
| 3 |
12,9 |
7 |
14,58 |
24,7 |
1,23 |
11,41 |
103,8 |
5,19 |
| 4 |
18,1 |
5 |
9,17 |
15,5 |
0,77 |
7,490 |
68,2 |
3,41 |
| 5 |
22,7 |
4 |
6,74 |
11,5 |
0,58 |
5,66 |
51,5 |
2,57 |
| 6 |
30,2 |
3 |
4,54 |
7,7 |
0,385 |
3,953 |
36 |
1,8 |
| 7 |
45,4 |
2 |
2,59 |
4,4 |
0,22 |
2,380 |
21,658 |
1,083 |
| 8 |
60,5 |
1,5 |
1,74 |
3,0 |
0,15 |
1,661 |
15,1 |
0,755 |
| 9 |
90,7 |
1 |
1 |
1,7 |
0,085 (точка а) |
1 |
9,1 (точка b) |
0,455 |
Теоретическое среднее индикаторное давление
,
где мм2
- площадь диаграммы aczba. Это близко к рассчитанному.
В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r', а', а", с', f и b' по формуле для перемещения поршня:
,
где λ — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Выбор величины λ производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается λ = 0,285.
Расчеты координат точек r', а', а", с', f и b' сведены в табл.
| Обозначение точек |
Положение точек |
|
|
Расстояние точек от в.м.т. (AX), мм |
|
|
до в.м.т. |
18 |
0,0655 |
2,6 |
|
|
после в.м.т. |
25 |
0,1223 |
4,8 |
|
|
после в.м.т. |
120 |
1,6069 |
62,5 |
|
|
до в.м.т. |
35 |
0,2313 |
9,0 |
|
|
до в.м.т. |
30 |
0,1697 |
6,6 |
|
|
до в.м.т. |
125 |
1,6667 |
65,0 |
Положение точки определяется по формуле:
МПа;
мм.
Действительное давление сгорания
МПа;
мм.
Соединяя плавными кривыми точки r с а', с' с с" и далее с 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" zд
b'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
= Hu
Gт
/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+2m
nm
(Hu
- ∆Нu
)/(αНu
)
где с — 0,45 - 0,53 — коэффициент проп
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]× 20} = 72240Дж/с,
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:
Qн.c
= ∆Нu
Gт
/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 λ 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 λ = 0,285. При этих условиях мм.
Устанавливаем, что ранее принятые значения Lш
и λ обеспечивают движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин Lш
и λ не требуется. Сравнивая Lш
рассчитанную и Lш
прототипа делаем вывод что мы можем принять λ=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 φ взяты из таблицы как средние между значениями при λ=0,28 и 0,29 и занесены в гр. 2 расчетной таблицы (для сокращения объема значения в таблице даны через 30°).
Угловая скорость вращения коленчатого вала
рад/с.
Скорость поршня
м/с
Значения для взяты из таблицы и занесены в гр. 4, а рассчитанные значения 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 Mφ
=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 φ=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 tgβ определяют для λ=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 φ.
Среднее значение тангенциальной силы за цикл:
по данным теплового расчета
Н;
Крутящие моменты.
Крутящий момент одного цилиндра
Н·м
Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками
Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом через каждые 10° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая 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.ma
x
=500 Н·м; Мкр.
min
= -212 Н·м.
Графики динамического расчёта карбюраторного двигателя:
| φ° |
Цилиндры |
Мкр.ц
Н·м |
|||||||
| 1-й |
2-й |
3-й |
4-й |
||||||
| φ° криво- шипа |
Мкр.ц
Н·м |
φ° криво- шипа |
Мкр.ц
Н·м |
φ° криво- шипа |
Мкр.ц
Н·м |
φ° криво- шипа |
Мкр.ц
Н·м |
||
| 0 |
0 |
0 |
180 |
0 |
360 |
0 |
540 |
0 |
0 |
| 30 |
30 |
-180 |
210 |
-75 |
390 |
240 |
570 |
-78 |
-93 |
| 60 |
60 |
-103 |
240 |
-133 |
420 |
161 |
600 |
-137 |
-212 |
| 90 |
90 |
77 |
270 |
-84 |
450 |
221 |
630 |
-83 |
131 |
| 120 |
120 |
132 |
300 |
71 |
480 |
199 |
660 |
97 |
499 |
| 150 |
150 |
75 |
330 |
90 |
510 |
97 |
690 |
176 |
438 |
| 180 |
180 |
0 |
360 |
0 |
540 |
0 |
720 |
0 |
0 |
ВЫВОД:
Вследствие применения новых более лёгких конструкционных материалов мы получили улучшенные параметры сил и моментов, действующих на кривошипно-шатунный механизм. После чего можно предположить, что повысится степень уравновешенности двигателя.
Конструирование и расчёт на прочность деталей двигателя
Расчет поршня бензинового двигателя
На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили: диаметр цилиндра D =79 мм, ход поршня S=80, действительное максимальное давление сгорания Рд
=6,233 МПа при nм
=3000 об/мин, площадь поршня Fп
= 48,99 см2
, наибольшую нормальную силу Nmax
= 0,0044 МН при φ=370°, массу поршневой группы mn
= 0,3916 кг, частоту вращения nx.x max
=6000 мин-1 и λ=0,285.
В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, принимаем толщину днища поршня δ=7,5 мм, высоту поршня Н= 88 мм; высоту юбки поршня 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
/(сж
рж
∆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
/η = 0,00151/0,82=0,00184м3
/с,
где η = 0,82 — коэффициент подачи насоса.
Радиус входного отверстия крыльчатки
r1
= = = 0,0206 м,
где С1
= 1,8 — скорость жидкости на входе в насос, м/с; г0
=0,01 — радиус ступицы крыльчатки, м.
Окружная скорость потока жидкости на выходе из колеса
u2
= = = 14,7м/с,
где угол α2
=10°, а угол β2
=45°; ηh
= 0,65 — гидравлический КПД насоса.
Радиус крыльчатки колеса на выходе г2
=30u2
/(πnв.н
) = 30 14,7/(3,14∙4600)=0,0304 м.
Окружная скорость входа потока u1
= u2
r1
/r2
= 14,7 0,0206/0,0304=9,96 м/с.
Угол между скоростями с1
и u1
принимается α1
= 90°, при этом tgβ1
=c1
/u1
=1,8/9,96=0,1807, откуда β1
= 10°15'. Ширина лопатки на входе
b1
= = ,=0165м
b1
=
где z=4 – число лопаток на крыльчатке насоса; δ1
=0,003 – толщина лопаток у входа, м.
Радиальная скорость потока на выходе из колеса
cr
= = =2,2 м/с.
Ширина лопатки на выходе
b2
= ==0,0048 м,
где δ2
=0,003 — толщина лопаток на выходе, м.
Мощность, потребляемая жидкостным насосом:
Nв.н
= Gж.р
рж
/(1000ηм
)=0)
00184∙120000/(1000∙82) = 0,27 кВт,
где ηм
=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 ρж
= 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
=Gж
ρж
= 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
=р0
р∙106
/(Rв
Тср. 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
ψл
=2,2 = 71,0 м/с,
где ψл
=2,2 — безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей.
Частота вращения вентилятора
nвент
=60u/(πDвент
)= 60 • 71/(3,14 • 0,388) = 3500 мин-1
.
Мощность, затрачиваемая на привод осевого вентилятора,
Nвент
= Gвозд
∆pтр
/ (1000ηв
) = 2,36∙800/(1000∙0,65) = 2,9 кВт,
где ηв
=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.