СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ 3
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 4
Выбор исходных данных для теплового расчета 4
Расчет параметров действительных процессов цикла 4
Определение общих показателей, характеризующих работу
двигателя в целом 7
1.4. Основные размеры двигателя 8
1.5. Тепловой баланс двигателя 9
1.6. Построение индикаторной диаграммы двигателя 10
2. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 14
2.1. Расчет действующих сил в кривошипно-шатунном механизме 14
Построение развернутой диаграммы сил давления газов, сил
инерции и суммарных сил, действующих на поршень 19
Построение полярной диаграммы сил, действующих на
шатунную шейку 19
2.4. Построение диаграммы крутящего момента 19
2.5. Построение диаграммы износа шатунной шейки коленвала 24
3. РАЗРАБОТКА ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ 26
3.1. Расчет компрессионных верхних колец 26
Расчет шпилек блока цилиндров 27
3.3. Расчет клапанных пружин 28
3.4. Расчет шатунного подшипника 31
3.5. Расчет объема системы охлаждения 32
СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ПРОЕКТИРУЕМОГО И
СЕРИЙНОГО ДВИГАТЕЛЯ 34
ЛИТЕРАТУРА 35
ВВЕДЕНИЕ
В качестве энергетических установок для транспорта наибольшее распространение получили поршневые двигатели внутреннего сгорания. Особенностью тепловых двигателей данного типа является то, что процесс сгорания топливо-воздушной смеси и преобразование тепловой энергии в механическую происходят непосредственно в цилиндре двигателя.
1. Двигатели внутреннего сгорания классифицируются по различным признакам.
По назначению - стационарные (для электростанций, насосных установок и др.) и транспортные, устанавливаемые на автомобилях, тракторах, самолетах и т.д.
По роду применяемого топлива - на легком топливе (бензин, керосин, лигроин, спирт) и на тяжелом (мазут, соляровое масло, дизельное топливо).
По способу преобразования энергии - поршневые, газотурбинные и комбинированные.
По способу смесеобразования - с внешним смесеобразованием (когда горючая смесь образуется вне цилиндра) и с внутренним (рабочая смесь образуется внутри цилиндра).
По способу воспламенения рабочей смеси - с искровым зажиганием, с воспламенением от сжатия (дизели) и с форкамерно-факельным зажиганием.
По способу осуществления рабочего цикла - двухтактные и четырехтактные.
По способу регулирования различают двигатели с качественным, количественным и смешанным регулированием.
По конструкции - рядные (горизонтальные и вертикальные), V-образные, звездообразные и с противолежащими цилиндрами.
По способу охлаждения различают двигатели с жидкостным и воздушным охлаждением.
В настоящем курсовом проекте проектируется транспортный (для автомобиля) двигатель на жидком топливе (бензине), поршневой, рядный, с внешним смесеобразованием и искровым зажиганием (карбюраторный), четырехтактный, жидкостного охлаждения.
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
1.1. Выбор исходных данных для теплового расчета.
Согласно заданию на курсовой проект необходимо спроектировать карбюраторный двигатель жидкостного охлаждения исходя из следующих данных:
число цилиндров i = 4;
тактность двигателя ?дв = 4;
номинальная мощность Nе = 55 кВт;
номинальная частота вращения nн= 5900 мин -1;
степень сжатия ? = 9,0;
коэффициент избытка воздуха ? = 0,98.
В качестве прототипа проектируемого двигателя принимаем двигатель ВАЗ-2108. Принимая во внимание назначение и тип двигателя, особенности условий его работы, дополнительно к данным приведенным в задании выбираем, для проведения теплового расчета следующие исходные данные:
коэффициент наполнения ?? = 0,75;
давление окружающей среды р0 = 0,1 Мпа;
температура окружающей среды Т0 = 288?К;
повышение температуры при всасывании ?t = 0?С;
давление газов в конце выпуска рr = 0,105 Мпа;
температура газов в конце выпуска Тr = 1200?К;
показатель политропы сжатия n1 = 1,38;
показатель политропы расширения n2 = 1,28;
коэффициент выделения тепла при сгорании ? = 0,95;
механический коэффициент полезного действия ?м = 0,8;
коэффициент скругления индикаторной диаграммы ? = 0,95;
теплотворная способность применяемого топлива Ни = 44500 кДж/кг;
элементарный состав применяемого топлива С - 0,855; Н2 - 0,145.
1.2. Расчет параметров действительных процессов цикла.
Процесс всасывания
Давление в конце всасывания:
Температура в конце всасывания:
где То?=То+?t.
После подстановки получаем: Ра= 0,078 Мпа; Та= 325 ?К.
Процесс сжатия
Давление в конце сжатия:
Температура в конце сжатия:
После подстановки получаем: Рс= 1,625 Мпа; Тс= 748?К.
Процесс сгорания
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг воздуха:
В этом уравнении:
С = 0,855; Н2 = 0,145 и О2 = 0 - массовая доля водорода и кислорода в топливе, числовые коэффициенты при них учитывают относительную массу кислорода, необходимого для сгорания углерода и водорода соответственно.
lo= 14,957 кг.
Эта же величина в кмолях:
Lo= 0,52 кмоль.
Действительное количество воздуха в кмолях, поступившее в двигатель для сгорания 1 кг топлива:
M1=0,506 кмоль.
Коэффициент остаточных газов:
?= 0,042.
Число кмолей остаточных газов:
Mr= 0,021 кмоль.
Число кмолей газа, находящегося в цилиндре двигателя в конце сжатия:
Mc=0,527 кмоль.
Число кмолей продуктов сгорания:
В этом уравнении:
Н2 = 0,145 и О2 = 0 - массовая доля водорода и кислорода в топливе (в нашем случае бензин); числовые коэффициенты 4 и 32 учитывают относительную молекулярную массу водорода и кислорода соответственно; числовой коэффициент 0,21 учитывает единицы измерения (кмоли).
M2= 0,545 кмоль.
Число кмолей газов после сгорания:
Mz= 0,566 кмоль.
Действительный коэффициент молекулярного изменения:
?=1,073.
Теплоемкость свежепоступившей рабочей смеси:
В этом уравнении числовые коэффициенты равны теплоемкости воздуха и остаточных газов.
Теплоемкость продуктов сгорания:
В этом уравнении числовые коэффициенты равны теплоемкостям каждого из продуктов сгорания: СО2, СО, Н2О и N2.
Температура в конце сгорания определяется из уравнения сгорания:
где ?Ни - потери тепла в связи с неполнотой сгорания при ?? 1.
В этом уравнении 119600 - числовой коэффициент учитывающий химическую неполноту сгорания топлива при ?? 1.
Тz= 2973 ?К; ?Hu=1235 кДж/кг.
Давление в конце сгорания:
рz= 6,92 Мпа.
Степень повышения давления:
?= 4,262.
Процесс расширения
Давление в конце расширения:
Температура в конце расширения:
pb= 0,416 МПа; Tb= 1607?К
1.3. Определение общих показателей, характеризующих работу двигателя в целом.

Среднее индикаторное давление нескругленной индикаторной диаграммы:
Среднее индикаторное давление действительного цикла:
рi=1,035 Мпа.
Среднее эффективное давление:
ре=0,828 Мпа.
Индикаторный коэффициент полезного действия:
R - газовая постоянная.
?i= 0,376.
Эффективный коэффициент полезного действия:
?e= 0,301.
Эффективный удельный расход топлива:
В этом уравнении 3,6·106 кДж/(кВт·ч) - переводной коэффициент, зависящий от единиц измерения.
ge= 269 г/кВт?ч.
Часовой расход топлива:
В этом выражении Nе - эффективная мощность двигателя (задана по условию); 1000 - переводной коэффициент, зависящий от единиц измерения (г/кг).
GT= 14,78 кг/ч.
1.4. Основные размеры двигателя.
Литраж двигателя:
В этом уравнении 30 - переводной коэффициент, зависящий от единиц измерения.
Vл= 1,351 л.
Рабочий объем цилиндра:
Vh= 0,338 л.
Диаметр цилиндра двигателя:
где В - показатель короткоходности двигателя, принимаем по прототипу двигателя В = 0,934.
D= 77,20 мм.
Ход поршня двигателя:
S= 72,13 мм.
Для удобства расчетов диаметр и ход поршня округляем до целых значений. S= 77 мм; D= 72 мм.
Площадь поршня:
Fn= 4656,63 мм2.
Уточненный литраж двигателя:
Vh= 0,336 л.
Радиус кривошипа:
r= 36 мм.
Объем камеры сгорания:
Vс= 0,042 л.
Полный объем цилиндра двигателя:
Vа=0,378 л.
Длина шатуна:
где ? - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, принимаем по прототипу двигателя ?= 0,289.
l = 124,9 мм.
Средняя скорость поршня:
В этом уравнении: 30 - переводной коэффициент, зависящий от единиц измерения; значение хода поршня S подставляется в метрах.
vср= 14,18 м/с.
1.5. Тепловой баланс двигателя.
Распределение тепла вводимого в двигатель с топливом, характеризуется тепловым балансом.
Тепловой баланс представляет следующее тождество:
В этом выражении:
Тепло (кДж/сек), введенное в двигатель с топливом:
QT = 182,7 кДж/сек.
Тепло (кДж\сек), превращенное в эффективную работу:
Qe=Ne.
Qе = 55 кДж/сек.
Тепло (кДж/сек), потерянное с отработавшими газами:
Qr = 522,5 кДж/сек.
в котором средние молекулярные теплоемкости при постоянном давлении продуктов сгорания и свежего заряда определяются:
температура газов (?К) в выхлопной трубе:
Tr' = 0,9·Tr
T'r= 1080 ?K.
Средняя молекулярная теплоемкость свежего заряда при постоянном давлении:
Тепло (кДж/сек), потерянное в результате неполноты сгорания:
Qн = 5,1 кДж/сек.
Тепло (кДж/сек) всех оставшихся неучтенных потерь:
Qост = 0,1·QT.
Qост = 18,3 кДж/сек.
Тепло, отведенное в систему охлаждения двигателя:
Qох = QT - (QT + QT +QT + QT).
Qох = 51,8 кДж/сек.
1.6. Построение индикаторной диаграммы двигателя.
Индикаторная диаграмма проектируемого двигателя строится в координатах р и V с использованием данных расчета рабочего процесса. На осях координат p и V откладываем значения давлений (ро; ра; рr; рc; рz; рb), значения объемов (Vc; Vh; Va).
Рабочий объем цилиндра равен произведению площади поршня на его ход. Для определения хода поршня от угла поворота кривошипа воспользуемся общеизвестной формулой:
Для построения линий давлений сжатия и расширения по соответствующим углам поворота коленчатого вала находим значения хода поршня, а зная их находим величины давления по уравнениям политроп:
В этом выражении значение ?х определяем из выражения:
Данные расчета процессов расширения и сжатия сводим в таблицу 1.
Таблица 1.
Расчетные значения давлений в зависимости от угла поворота
коленчатого вала двигателя №
п/п процесс сжатия процесс расширения ?, ?п.к.в. Vx Pсж ?, ?п.к.в. Vx Pрасш 1 190 0,375442 0,079025 370 0,045259 6,28983 2 200 0,36998 0,08064 380 0,054922 4,909766 3 210 0,360848 0,08347 390 0,07049 3,567282 4 220 0,348035 0,08774 400 0,091198 2,565417 5 230 0,331573 0,093807 410 0,116061 1,88425 6 240 0,311584 0,102212 420 0,143946 1,430358 7 250 0,288319 0,113766 430 0,173647 1,12503 8 260 0,262193 0,129699 440 0,203973 0,915557 9 270 0,233813 0,151914 450 0,233813 0,768754 10 280 0,203973 0,183411 460 0,262193 0,6639 11 290 0,173647 0,229031 470 0,288319 0,587898 12 300 0,143946 0,296703 480 0,311584 0,532307 13 310 0,116061 0,399362 490 0,331573 0,491583 14 320 0,091198 0,557002 500 0,348035 0,462021 15 330 0,07049 0,794734 510 0,360848 0,441127 16 340 0,054922 1,121458 520 0,36998 0,427239 17 350 0,045259 1,464757 530 0,375442 0,419299 18 360 0,041983 1,624805 540 0,37726 0,416715
Соединяя точки а и с плавной кривой, проходящие через вычисленные и нанесенные на поле диаграммы точки политропы сжатия, а точки z и b - кривой проходящей через точки политропы расширения , и соединяя точки с с z, a b c a прямыми линиями, получаем расчетную индикаторную диаграмму.
Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и рассчетов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный (n = 5900 об\мин ), то фазы газорасределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки в пределах, принятых в расчете. В связи с этим начало открытия впускного клапана устанавливается за 30° до прихода поршня в в.м.т., а закрытие - через 60° после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана принимается за 50° до прихода поршня в н.м.т. , а закрытие- через 20° после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя , угол опережения зажигания ? принимается равным 35°, а продолжительность периода задержки воспламенения ??1=5° (точка f).
Действительное давление в конце сжатия определяем из выражения:
Действительное давление сгорания:
Действительное давление в конце расширения:
Индикаторная диаграмма двигателя приведена на рис. 1, подробное построение прилагается на листе 1.
2. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
2.1. Расчет действующих сил в кривошипно-шатунном механизме.
Газовая нагрузка, действующая на поршень, определяется как избыточное давление газов в цилиндре двигателя рг - ро, соответствующее углам поворота коленчатого вала. Давление рг берется из индикаторной диаграммы с учетом ее скругления через каждые 10? поворота коленвала. Избыточное давление на участке всасывания и начале процесса сжатия имеет отрицательное значение.
Силы инерции действующие на возвратно-поступательно движущиеся массы определяют по формуле:
где ? - угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя.
Масса возвратно-поступательно движущихся частей mj включает массу поршневого комплекта mпор.компл и часть массы шатуна mшат. Определяют ее по формуле:
mj= mпор.компл+ 0,275?mшат.
Величины масс поршневого комплекта и шатуна выбираем по соответствующим значениям прототипа проектируемого двигателя.
Силы инерции, так же как и давление газов определяем как нагрузку, действующую на 1 мм2 днища поршня:
Суммарная сила, действующая на поршень определяется как алгебраическая сумма составляющих сил, соответствующим углам поворота коленвала:
Р?=(Рг - Ро)?Рj.
При этом учитывается следующее правило знаков: направление силы к центру коленвала считается положительным, от центра - отрицательным.
Суммарная сила Р? направлена вдоль оси цилиндра и раскладывается на две составляющие N и S.
Сила N (Н), прижимающая поршень к зеркалу цилиндра, определяется по формуле:
N= Р? ·tg?,
где ? - угол между осью поршня и осью шатуна.
Сила S (Н), действующая вдоль шатуна на до шатунной шейки, равна силе К, действующей на кривошип после шатунной шейки и определяется по формуле:
Перенося вдоль оси своего действия силу S в центр шатунной шейки, раскладываем ее на составляющие Т и Z.
Сила Т (Н), является тангенциальной силой и всегда перпендикулярна радиусу кривошипа. Составляющая Z (Н), является радиальной и действует по радиусу кривошипа. Их значения определяются по формулам:
В центре вала прикладываем две противоположно направленные силы, равные и параллельные тангенциальной силе Т. Пара сил Т образует крутящий момент. Геометрически складывая силы Z и Т в центре вала, получаем равнодействующую равную вектору силы S, которая нагружает коренные подшипники.
Определение равнодействующей силы R, действующей на шатунную шейку, производится путем геометрического сложения сил Т и (Z+Рц) по формуле:
При определении равнодействующей силы R, действующей на шатунную шейку, учитывается центробежная сила инерции Рц:
Рц=ms??2?r,
где ms= 0,725 mшат.
Рц=7572 Н.
Или в удельных показателях:
рц= 1,626 Мпа.
Схема сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме приведена на рис. 2, подробно см. лист 1.

Для облегчения последующих построений графиков и диаграмм все расчеты сил и давлений сводим в таблицу 2.
Таблица 2. ?, ?п.к.в. рг рj р? T Z R 0 0,1 -2,54415 -2,54415 0 -11847,2 11848,78 10 0,078333 -2,47979 -2,50146 -2598,36 -11369,9 11664,59 20 0,078333 -2,29177 -2,31344 -4688,71 -9757,63 10827,15 30 0,078333 -1,99473 -2,01639 -5880,68 -7446,96 9490,195 40 0,078333 -1,61137 -1,63304 -5987,85 -4902,49 7739,81 50 0,078333 -1,17012 -1,19179 -5060,05 -2603,49 5691,286 60 0,078333 -0,70225 -0,72392 -3354,48 -931,883 3481,951 70 0,078333 -0,23875 -0,26041 -1256,38 -93,6652 1259,992 80 0,078333 0,192623 0,170956 824,9667 -94,1829 830,5116 90 0,078333 0,569825 0,548159 2552,57 -769,462 2666,494 100 0,078333 0,878299 0,856632 3723,058 -1857,3 4161,344 110 0,078333 1,11177 1,090104 4280,868 -3080,24 5274,821 120 0,078333 1,272075 1,250408 4291,046 -4213,06 6014,701 130 0,078333 1,36802 1,346354 3889,085 -5118,73 6429,852 140 0,078333 1,413471 1,391805 3228,634 -5751,35 6597,027 150 0,078333 1,424903 1,403236 2441,903 -6135,38 6604,976 160 0,078333 1,418747 1,39708 1618,645 -6334,06 6539,184 170 0,078333 1,408869 1,387203 802,4834 -6417,84 6469,426 180 0,078333 1,404499 1,382833 7,89E-13 -6439,33 6440,959 190 0,079025 1,408869 1,387895 -802,884 -6421,04 6472,652 200 0,08064 1,418747 1,399387 -1621,32 -6344,52 6549,978 210 0,08347 1,424903 1,408372 -2450,84 -6157,83 6629,146 220 0,08774 1,413471 1,401211 -3250,45 -5790,22 6641,603 230 0,093807 1,36802 1,361828 -3933,78 -5177,56 6503,736 240 0,102212 1,272075 1,274287 -4372,99 -4293,51 6129,541 250 0,113766 1,11177 1,125536 -4420,01 -3180,36 5446,242 260 0,129699 0,878299 0,907998 -3946,3 -1968,67 4410,826 270 0,151914 0,569825 0,621739 -2895,21 -872,749 3024,361 280 0,183411 0,192623 0,276034 -1332,03 -152,072 1340,867 290 0,229031 -0,23875 -0,10972 529,3324 -39,4625 530,9248 300 0,296703 -0,70225 -0,50555 2342,6 -650,78 2431,75 310 0,399362 -1,17012 -0,87076 3697,038 -1902,2 4158,441 320 0,557002 -1,61137 -1,15437 4232,716 -3465,49 5471,453 330 0,794734 -1,99473 -1,29999 3791,343 -4801,14 6118,895 340 1,2 -2,29177 -1,19177 2415,394 -5026,66 5578,329 350 1,7 -2,47979 -0,87979 913,8729 -3998,92 4103,597 360 2,031006 -2,54415 -0,61314 7E-13 -2855,18 2856,806 370 5,886131 -2,47979 3,306341 3434,424 15028,32 15414,18 380 4,909766 -2,29177 2,517996 5103,295 10620,43 11781,45 390 3,567282 -1,99473 1,472554 4294,602 5438,444 6928,391 400 2,565417 -1,61137 0,854047 3131,532 2563,91 4046,207 410 1,88425 -1,17012 0,614127 2607,437 1341,577 2931,586 420 1,430358 -0,70225 0,628109 2910,528 808,5517 3020,315 430 1,12503 -0,23875 0,786283 3793,473 282,8088 3803,88 440 0,915557 0,192623 1,008179 4865,074 -555,425 4896,861 450 0,768754 0,569825 1,238579 5767,6 -1738,62 6024,423 460 0,6639 0,878299 1,442199 6268,025 -3126,9 7005,413 470 0,587898 1,11177 1,599668 6281,941 -4520,09 7740,069 480 0,532307 1,272075 1,704382 5848,955 -5742,65 8197,988 490 0,491583 1,36802 1,759604 5082,8 -6689,87 8403,032 500 0,462021 1,413471 1,775492 4118,691 -7336,86 8415,279 510 0,4 1,424903 1,724903 3001,665 -7541,8 8118,702 520 0,31 1,418747 1,628747 1887,051 -7384,39 7623,264 530 0,25 1,408869 1,558869 901,7909 -7212,04 7269,819 540 0,247113 1,404499 1,551612 2,66E-12 -7225,28 7226,902 550 0,18 1,408869 1,488869 -861,297 -6888,19 6943,445 560 0,105 1,418747 1,423747 -1649,54 -6454,96 6663,97 570 0,105 1,424903 1,429903 -2488,31 -6251,97 6730,466 580 0,105 1,413471 1,418471 -3290,49 -5861,54 6723,398 590 0,105 1,36802 1,37302 -3966,11 -5220,11 6557,179 600 0,105 1,272075 1,277075 -4382,56 -4302,91 6142,949 610 0,105 1,11177 1,11677 -4385,59 -3155,59 5403,834 620 0,105 0,878299 0,883299 -3838,96 -1915,12 4290,863 630 0,105 0,569825 0,574825 -2676,75 -806,895 2796,19 640 0,105 0,192623 0,197623 -953,649 -108,874 960,03 650 0,105 -0,23875 -0,23375 1127,729 -84,0738 1130,98 660 0,105 -0,70225 -0,69725 3230,913 -897,555 3353,703 670 0,105 -1,17012 -1,16512 4946,828 -2545,24 5563,958 680 0,105 -1,61137 -1,60637 5890,069 -4822,43 7613,439 690 0,105 -1,99473 -1,98973 5802,905 -7348,47 9364,704 700 0,105 -2,29177 -2,28677 4634,661 -9645,16 10702,36 710 0,103 -2,47979 -2,47679 2572,739 -11257,8 11549,59 720 0,1 -2,54415 -2,54415 5,81E-12 -11847,2 11848,78
Построение развернутой диаграммы сил давления газов, сил инерции и суммарных сил, действующих на поршень.
Развернутая индикаторная диаграмма действительного цикла строится от угла поворота коленвала на участке до 720?. За нулевую линию принимаем линию атмосферного давления и через каждые 10? поворота коленвала откладываем рг - ро, р? и рj с учетом знака. Точки соответствующих кривых соединяем плавной линией. Диаграмма представлена на рис. 3.
2.3. Построение полярной диаграммы сил, действующих на шатунную шейку.
Полярная диаграмма строится в координатах Т и Z, причем отрицательные значения величин Т и Z откладывается влево и вверх, положительные в противоположные стороны. Построение точек производим через каждые 10?, полученные точки соединяем плавной линией. При построении полярной диаграммы учитываем также величину центробежной силы инерции неуравновешенных вращающихся частей, действующих на шатунную шейку коленвала рц. Эта сила всегда направлена от центра вращения и является отрицательной величиной. Для более простого учета действия этой силы переносим центр координат по направлению к положительному значению Z. Значения R определяем через каждые 10? поворота коленвала, данные заносим в таблицу 2.
Сила R равна длине луча, проведенного из центра координат до соответствующей точки, направление этого вектора показывает направление этой силы. Диаграмма приведена на рис. 4 и листе 1.
2.4. Построение диаграммы крутящего момента.
Для построения диаграммы тангенциальных крутящего момента берем значения Т из таблицы 2 и умножая их на радиус кривошипа откладываем их в зависимости от угла поворота коленвала от 0 до 720?. Так будет выглядеть диаграмма крутящего момента для одноцилиндрового двигателя. Для многоцилиндрового двигателя определяют суммарную диаграмму крутящего момента, которая определяется тактностью двигателя, числом цилиндров и расположением кривошипов коленвала относительно друг друга. В этом случае производят сложение крутящих моментов от всех процессов, одновременно происходящих во всех цилиндрах.
Для проектируемого четырехтактного четырехцилиндрового двигателя за период поворота коленвала на 180? произойдут в различных цилиндрах все четыре такта и закономерность изменения крутящего момента через каждые 180? поворота коленвала будет повторяться. Определение значений крутящего момента на указанном участке производится с учетом знака силы в построенной для этой цели таблице 3.


Таблица 3. ?, ?п.к.в. 1 цилиндр
Мкр 0-180? 2 цилиндр
Мкр 180-360? 3 цилиндр
Мкр 360-540? 4 цилиндр
Мкр 540-720? ? Мкр 0 0 2,84009E-14 2,51857E-14 9,5602E-14 94,25329643 10 -93,5409958 -28,9038124 123,6392736 -31,0066758 -93,5409958 20 -168,793465 -58,3674116 183,7186062 -59,3834504 -105,064680 30 -211,704371 -88,2302638 154,6056867 -89,5790832 -145,736626 40 -215,562506 -117,016345 112,7351603 -118,457768 -238,766166 50 -182,161742 -141,616183 93,86773697 -142,780124 -304,900695 60 -120,761309 -157,427653 104,7790001 -157,772087 -311,289879 70 -45,2298149 -159,120425 136,5650431 -157,881188 -255,650555 80 29,69880174 -142,066905 175,1426571 -138,202408 -150,737769 90 91,89251825 -104,227462 207,6336082 -96,3628789 -13,2341387 100 134,0300957 -47,9530434 225,6488877 -34,3313810 141,073363 110 154,1112415 19,05596804 226,1498664 40,5982321 297,4757047 120 154,4776408 84,33358945 210,5623678 116,3128642 440,2817074 130 140,0070628 133,0933648 182,9808139 178,0858135 551,2158843 140 116,2308121 152,37777 148,2728662 212,0424782 610,3908043 150 87,908497 136,4883423 108,0599441 208,9045966 600,6016114 160 58,27120297 86,95417222 67,93385331 166,8478064 511,724086 170 28,88940122 32,8994238 32,46447141 92,61859582 350,6252332
Суммарную диаграмму тангенциальных сил производим на одном их участков Мкр =f(?).
Среднюю величину суммарных крутящих моментов Мкр.ср определяем алгебраически складывая значения колонки ? Мкр таблицы 4 и разделив полученную сумму на число слагаемых.
Мкр.ср = 110Нм.
Диаграмма приведена рис. 5 и на листе 1.

2.5. Построение диаграммы износа шатунной шейки коленвала.
Диаграмму износа шатунной шейки строим по полярной диаграмме. Для этого в произвольном масштабе проводим окружность, изображающую шатунную шейку и делим ее на 12 участков лучами О1, О2 ... О12. При построении предполагаем, что действие каждого вектора силы Rш распространяется на 60? по окружности шейки в обе стороны от точки приложения силы. Таким образом для определения величины усилия (износа) действующего по каждому лучу, необходимо:
Перенести луч с диаграммы износа параллельно самому себе на полярную диаграмму;
Определить по полярной диаграмме сектор на шатунной шейке, в котором действующие силы создают нагрузку;
Определить величину каждой силы, действующей в секторе луча, и подсчитать результирующую силу (значения R для каждого из участков приведены в таблице 4);
Отложить результирующую силу в выбранном масштабе на диаграмме износа по лучу от окружности к центру;
Определить таким же образом результирующие силы, действующие в секторах каждого луча;
Отложить на каждом луче отрезки, соответствующие выбранным силам, а концы отрезков соединить плавной кривой, характеризующей износ шейки.
Таблица 4. Участок Ri, H Участок Ri, H 0 420751 6 27195,6 1 417388 7 27195,6 2 413459 8 38170,2 3 406629 9 40682,7 4 398164 10 252459 5 389552 11 420751 Диаграмма износа шатунной шейки приведена на рис. 6 и листе 1.


Рис. 6. Диаграмма износа шатунной шейки.
3. РАЗРАБОТКА ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ
3.1. Расчет компрессионных верхних колец.
В качестве материала для верхних компрессионных колец выбираем легированный чугун.
Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра:
где Е - модуль упругости материала кольца (для легированного чугуна Е=1,2·105 Мпа);
D - диаметр цилиндра, мм ( по данным теплового расчета D = 77 мм);
t - радиальная толщина кольца, мм;
А0 - разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состояниях.
По таблице 50 [1] выбираем t=0,045·D = 0,04·77=3мм; А0=3·t =3·3,5=10,5мм.
рср=0,269 Мпа.
Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности:
р=рср·?к
Результаты расчета р, а также ?к для различных углов ? приведены в таблице 5.
Таблица 5. ?, град 0 30 60 90 120 150 180 ?к 1,05 1,05 1,14 0,9 0,45 0,67 2,85 р, Мпа 0,282 0,282 0,307 0,242 0,121 0,180 0,767
Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:
?из1 =2,61 рср(D/t - 1)2.
Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:
где m - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца (при расчете принимается m =1,57).
?из1 = 340 Мпа.
?из1 = 383 Мпа.
Монтажный зазор в замке поршневого кольца:
?к=?'к+?D[?к(Тк - Т0) - ?ц(Тц - Т0)]?
где ?'к - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя, мм (принимаем ?'к =0,07);
?к и ?к - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра (для чугуна ? =11·10-6);
Тк, Тц, То - соответственно температуры кольца, стенок цилиндра в рабочем состоянии и начальная температура (принимаем То = 273 К, Тк =385 К, Тц = 550 К).
?к= о,369 мм.
Расчет шпилек блока цилиндров.
На основании проведенного теплового расчета имеем: диаметр цилиндров D=77 мм; площадь поршня F= 0,004656 м2; максимальное давление сгорания р'z= 5,89 Мпа.
Количество шпилек на один цилиндр iшп=4; номинальный диаметр шпильки d=10 мм; шаг резьбы t=1,5 мм; внутренний диаметр резьбы шпильки dв=d - 1,4·t= 10 - 1,4·1,5= 8,4 мм; материал шпильки - сталь 18ХНВА.
По таблице 43 и 44 [1] для легированной стали определяем:
пределы прочности ??в = 1300 Мпа, текучести ?т = 1000 Мпа и усталости при растяжении-сжатии ?-1р = 400 Мпа; коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии ?? = 0,25
Проекция камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра:
Fк=1,1Fn.
Fк= 0,0051216м2.
Сила давления газов, приходящаяся на одну шпильку:
Р'мах= 0,00754 МН.
Сила предварительной затяжки шпильки:
Рпр=m(1 - ?)Р'мах.
где m - коэффициент затяжки шпильки (для соединений с прокладками m=3).
? - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения (? = 0,2).
Рпр= 0,0181МН.
Суммарная сила, растягивающая шпильку без учета силы Рt :
Рр мах= Рпр+ ?Р'z
Рр мах=0,0217 МН.
Минимальная сила, растягивающая шпильку:
Рр мах= Рпр= 0,0181Мпа
Максимальное и минимальное напряжения, возникающие в шпильке:
где Fор=?·dв2/4=3,14·8,42/4=0,0000554 - площадь сечения шпильки по внутреннему диаметру, м2.
?мах = 392 МПа.
?мin = 327 МПа.
Среднее напряжение и амплитуда цикла:
?m= 359,5 МПа.
?a= 32,5 МПа.
Величина ?aк= ?ak?/(?м?п) = 162,5 МПа,
где k? = 1+q(?к? - 1) = 4;
?к? = 4,0 - определяется по табл. 47 [1];
q = 1 - определяется по рис. 95 [1] при ?в = 1300 Мпа и ?к? = 4,0;
?м = 1 - определяется по табл. 48 [1] при d = 10 мм;
?п = 0,8 - определяется по табл. 49 [1] (грубое обтачивание).
Так как
то запас прочности шпильки проверяется по пределу усталости:
где ?-1=0,40??в = 0,4?1300 = 520 Мпа
п? =4,25.
3.3. Расчет клапанных пружин.
Проектируемый двигатель имеет верхнее расположение клапанов с приводом от распределительного вала, размещенного в головке блока. Усилие от кулачка передается непосредственно на клапан через толкатель и регулировочную шайбу, имеющую плоскую поверхность соприкосновения с кулачком.
Частота пр = 2950 об/мин и угловая скорость ?р = 309 рад/с вращения распределительного вала равны половине частоты и угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя.
Максимальная высота подъема впускного клапана hкл мах = 9 мм; диаметр горловины впускного клапана dгор = 37 мм; размеры кулачка с выпуклым профилем: радиус начальной окружности впускного кулачка r0 = 15 мм, радиусы дуг выпуклого кулачка r1 =57,2 мм и r2 = 8,5 мм, максимальный подъем толкателя hт.мах=hкл.мах = 9мм, а=r1+hт мах-r2 =57,2+9 - 8,5=15,5 мм; материал пружин - пружинная сталь ?-1 = 350 МПа, ?в = 1500 МПа (принимаются по конструктивным параметрам).
Максимальная сила упругости пружин:
Рпрмах =К?Мкл?а??р.
где К = 1,4 - коэффициент запаса;
Мкл - суммарная масса клапанного механизма Мкл = mкл+mпр/3+mт=175 г; mкл=120 г - масса клапана, mпр= 75 г - масса пружин; mт=30 г - масса толкателя.
Рпрмах = 363 Н.
Минимальная сила упругости пружин:
Рпрмin = 152 Н.
Жесткость пружин:
с = 23,4 кН/м.
Деформация пружин:
предварительная
fмin = (r0 - r2),
fмin = 6,5.
полная
fмах = fмin + hклмах
fмах = 15,5 мм.
Распределение усилий между наружной и внутренней пружинами:
внутренняя пружина
Рпр.в мах = 0,35 Рпрмах
Рпр.в мin = 0,35 Рпрмin
Рпр.в мах = 127 Н, Рпр.в мin = 53 Н.
наружная пружина
Рпр.н мах = Рпрмах - Рпр.в мах
Рпр.н мin = Рпрмin - Рпр.в мin
Рпр.н мах = 236 Н, Рпр.н мin = 99 Н.
Жесткость наружной и внутренней пружин:
спр.н =Рпр.н мах/fмах,
cпр. в = Рпр.в мах/fмах,
с = спр.н + спр.в.
спр.н = 15,23 кН/м; спр.в = 8,19 кН/м; с = 23,42 кН/м.
Размеры пружин принимаются по конструктивным соображениям: диаметр проволоки ?пр. н = 4,5 мм, ?пр. в = 3 мм; средний диаметр пружин Dпр. н= 32 мм, Dпр.в= 22 мм.
dвт+ ?пр.в+2 = 15+3+2 = 20 мм < Dпр. в = 22 мм.
Dпр. в + ?пр. в+ ?пр. н+ 2 = 22+3+4,5+2 = 31,5 мм < Dпр. н = 32 мм
где dвт = 15 мм - диаметр втулки клапана.
Число рабочих витков пружины:
где G = 8,3 - модуль упругости второго рода, МН/см2.
iр.н = 8,5; iр.в = 9,6.
Полное число витков пружин:
iп.н = iр.н + 2,
iп.в = iр.в + 2.
iп.н = 10,5; iп.в = 11,6.
Длина пружин при полностью открытом клапане:
Lн.мin = iп.н?пр.н + iп.н ?мin
Lв.мin = iп.в?пр.в + iп.в ?мin
где ?мin =0,3 мм - наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.
Lн.мin= 49,8 мм; Lв.мin= 37,7 мм.
Lмin= Lн.мin= 49,8 мм.
Длина пружин при закрытом клапане:
L0= Lмin+ hкл.мах.
L0= 58,8мм.
Длина свободных пружин:
Lн.св = Lн.мin+ fмах,
Lв.св = Lв.мin+ fмах.
Lн.св= 65,3 мм; Lв.св= 53,2 мм.
Максимальные и минимальные напряжения в пружинах:
внутренняя пружина
где k'в - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению витка пружины.
k'в=1,19 определен при Dпр.в/?пр.в= 22/3=7,3 (стр. 309 [1]).
?мах= 316 МПа; ?мin=132 МПа.
наружняя пружина
где k?н =1,2 определен при Dпр.н/?пр.н =32/4,5=7,1.
?мах= 253 МПа; ?мin=106 МПа.
Средние напряжения и амплитуды напряжений:
внутренняя пружина:
?т=(?мах + ?мin)/2= 224 МПа.
?a=(?мах - ?мin)/2= 152 МПа.
Так как концентрация напряжений в витках пружины учитывается коэффициентом k?н, а k?/?м?n?1, то
?ак= ?а =152 МПа.
наружная пружина
?т=(?мах + ?мin)/2= 179,5 МПа.
?a=(?мах - ?мin)/2= 73,5 МПа.
?ак= ?а =73,5 МПа.
Запасы прочности пружин:
внутренняя пружина
n? = ?-1/(?ак + ?? ·?т).
где ?? = 0,2 определяется по таблице 43 [1];
n? =1,78.
наружная пружина
n? = ?-1/(?ак + ?? ·?т).
n? =3,2.
Расчет пружин на резонанс:
пс.в=2,17·107 ·?пр.в/(iр.вD2пр.в) =14011;
пс.в/ пр = 4,75?1,2,3...;
пс.н=2,17·107 ·?пр.н/(iр.нD2пр.н) =11219;
пс.н/ пр =3,8 ? 1,2,3...;
пс.н/ пр =3,8 ? пс.в/ пр = 4,75.
3.4. Расчет шатунного подшипника.
Определим диаметр шатунной шейки:
dш.ш.=0,7·D.
dш.ш.= 54 мм.
Рабочая ширина шатунного вкладыша:
l'ш.ш.=0,45·D - 2·r,
где r=2,5 мм - радиус галтели.
lш.ш.=28 мм.
Среднее удельное давление на поверхности шатунной шейки:
kш.ш.ср=4 МПа.
Диаметральный зазор в шатунном подшипнике:
?=0,0514 мм.
Относительный зазор:
?= ?./dш.ш.
?=0,001 мм.
Коэффициент, учитывающий геометрию шатунной шейки:
с=2,93.
Минимальная толщина масляного слоя:
где ?=0,0136 Н?с/м2 - динамическая вязкость масла при Т=373?К.
hмin=0,02 мм.
Величина критического слоя масла:
hкр= hв +hп.
где hв=0,0007 мм - величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования;
hп=0,0013 мм - величина неровностей поверхности вкладыша после алмазного растачивания.
hкр=0,002 мм.
Коэффициент запаса надежности подшипника:
К= hмin/ hкр.
К=10.
3.5. Расчет объема системы охлаждения.
Количество воды, циркулирующей в охлаждающей системе двигателя определяется из выражения:
где Qох = 51800 Дж/сек - количество тепла, отводимого в охлаждающую систему двигателя;
?ж = 1000 г/дм3 - плотность охлаждающей жидкости (воды);
сж =4187 Дж/(кг·К)- теплоемкость воды;
?Т = 10 К - температурный перепад воды в радиаторе.
После подстановки получаем Gж = 0,00124 м3/сек.
СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ПРОЕКТИРУЕМОГО И СЕРИЙНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Согласно заданию на курсовой проект необходимо было спроектировать карбюраторный четырехтактный четырехцилиндровый двигатель жидкостного охлаждения номинальной мощностью 55 кВт при номинальной частоте вращения 5900 об/мин и степени сжатия равной 9.
В качестве прототипа проектируемого двигателя был выбран двигатель ВАЗ-2108. Данный двигатель имеет мощность 46,6 кВт при частоте вращения 5600 об/мин и степени сжатия равную 9,9.
Таблица 6.
Технические характеристики двигателей Показатели ВАЗ - 2108 Проектируемый двигатель Диаметр цилиндра, мм 76 77 Ход поршня, мм 71 72 Рабочий объем, л 1,288 1,341 Номинальная мощность, кВт 46,6 55 - при частоте вращения, об/мин 5600 5900 Степень сжатия 9,9 9,0 1.
Таким образом проектируемый двигатель по сравнению с прототипом имеет большую мощность. Номинальная частота вращения у проектируемого двигателя на 300 об/мин больше, чем у прототипа, однако степень сжатия проектируемого двигателя на 10% ниже чем у прототипа, т. е. проектируемый двигатель по сравнению с прототипом является более форсированным по оборотам и менее форсированным по степени сжатия, что делает его менее требовательным к детонационной стойкости бензина (октановому числу), но двигатель при этом будет больше изнашиваться, так как износ деталей прямо пропорционален квадрату скорости.
Технические характеристики двигателя ВАЗ-2108 и проектируемого двигателя приведены в таблице 6. Так как требовалось получить у проектируемого двигателя большую мощность потребовалось увеличить рабочий объем за счет увеличения диаметра цилиндра и хода поршня.
ЛИТЕРАТУРА
Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М., 1980. - 400 с.
Ховах М.С., Маслов Г.С. Автомобильные двигатели. - М., Машиностроение, 1971. - 456 с.
18 24

Если работа Вам не подошла - закажите новую, оригинальную

Пишите на эл. почту info@4i5.ru Форма заказа