Конструювання чотирьохтактного бензинового двигуна легкового автомобіля

Міністерство освіти і науки України Луцький державний технічний університет Кафедра автомобілів Пояснювальна записка до курсової роботи по дисципліні «Автомобільні двигуни».

на тему:

Конструювання чотирьохтактного бензинового двигуна легкового автомобіля Виконав: ст. гр. ААГ-31.

Семенович Р.Б.

Превірив: ст. викладач Скалига М.М.

Луцьк — 2005.

ЗМІСТ ВСТУП.

1. Обґрунтування.

2. Тепловий розрахунок двигуна.

2.1 Параметри робочого тіла.

2.2 Параметри навколишнього середовища і відпрацьованих газів.

2.3 Параметри процесу впуску.

2.4 Параметри процесу стиску.

2.5 Параметри процесу згоряння.

2.6 Параметри процесу розширення.

3. Показники робочого циклу двигуна.

3.1 Ефективні показники двигуна.

3.2 Основні параметри циліндра і двигуна.

4. Тепловий баланс двигуна.

5. Побудова індикаторної діаграми.

5.1 Скруглення індикаторної діаграми.

6. Кінематика і динаміка двигуна.

6.1 Переміщення поршня.

6.2 Швидкість поршня.

6.3 Прискорення поршня.

7. Динаміка двигуна.

7.1 Сили тиску газів.

7.2 Приведення мас КШМ.

7.3 Сили інерції.

7.4 Сумарні сили.

7.5 Крутні моменти.

7.6 Сумарні сили, що діють на шатунну шийку.

8. Аналіз врівноваженості двигуна.

9. Розрахунок маховика.

10. Розрахунок поршневої групи.

10.1 Розрахунок поршня.

10.2 Розрахунок поршневого кільця.

10.3 Розрахунок поршневого пальця.

11. Розрахунок шатунної групи.

11.1 Розрахунок поршневої головки.

11.2 Розрахунок кривошипної головки шатуна.

11.3 Розрахунок стержня шатуна.

12. Розрахунок корпуса двигуна.

12.1 Розрахунок гільзи циліндра.

12.2 Розрахунок шпильки головки болта.

13. Розрахунок системи мащення.

13.1 Масляний насос.

13.2 Масляний радіатор

14. Розрахунок системи охолодження.

14.1 Водяний насос.

14.2 Водяний радіатор

14.3 Вентилятор

Перелік посилань.

ВСТУП Двигунами прийнято називати машини, з допомогою яких будь-який вид енергії може бути перетворений в механічну роботу. В залежності від виду енергії, яка використовується в двигунах, їх поділяють на первині і вторинні. Природні джерела енергії (паливо, сила води і вітру) перетворюються в механічну роботу первинними двигунами. Такі види енергії як електрична і енергія стиснутого повітря, отримані в результаті роботи первинних двигунів, перетворюються в механічну з допомогою вторинних електричних і пневматичних двигунів.

Із первинних двигунів саме широке застосування отримали теплові двигуни, початок яких поклала парова машина. Вперше така машина була побудована в 1765р. російським механіком І.І. Ползуновим. До кінця 19 ст. парові машини являлись практично єдиними паровими машинами, які застосовувались в промисловості і на транспорті. Вони були громіздкими і малоекономічними, але працювали на будь-якому паливі. Ще на початку 20ст. парові машини використовувались навіть на автомобілях. На зміну паровим машинам прийшли більш досконалі двигуни — парові турбіни і двигуни внутрішнього згоряння.

Спроби створення поршневих двигунів внутрішнього згоряння здійснювались ще в кінці 18 ст., але перший роботоздатний двигун був побудований французьким механіком Ленуаром в 1860 р. двигун працював на світильному газі без стиску суміші в циліндрі.

Широке практичне застосування двигунів внутрішнього згоряння знайшли лише після того, як німецький механік Н. Отто в 1877 р. здійснив попередній стиск суміші в циліндрі, завдяки чому ефективність таких двигунів різко підвищилась.

В 1892 р. Р. Дизель отримав патент на двигун внутрішнього згоряння нового типу, розрахований на використання рідкого палива (гасу). Винахідник запропонував нагрівати повітря в циліндрі шляхом стиску до температури, при якій розпилене вприскуване паливо могло б самозайматися і згоряти по мірі надходження в циліндр, причому по його замислу двигун повинен був працювати без охолодження стінок циліндра.

Двигун із самозайманням суміші за рахунок стиску, працюючий на нафті, вперше був побудований в 1899 р. на заводі Е. Нобеля в Петербурзі. В 60-х роках нашого століття наполегливо шукалися шляхи використання в якості транспортного агрегату досить компактного роботоздатного роторно-поршневого двигуна внутрішнього згоряння, тобто двигуна з поршнем, що обертається. Так, в 1957 р. німецькому інженеру Ф. Ванкелю разом із відомою фірмою «NSV» вдалося створити роботоздатний роторно-поршневий двигун.

Для подальшого підвищення ефективності двигунів внутрішнього згоряння в сучасній практиці широко застосовують комбіновані двигуни, в яких поршневий двигун і газова турбіна працюють на одному і тому ж робочому типі, так як в газовій турбіні продовжується розширювання газів, що виходять із поршневого двигуна, і енергія від них передається користувачу.

Перераховані теплові двигуни можуть бути розділені на двигуни внутрішнього згоряння і двигуни зовнішнього згоряння. Їх успішно застосовують в промислових, сільськогосподарських та інших силових установках, на водному, залізничному і автомобільному транспорті, в авіації, на різних сільськогосподарських, дорожніх і будівельних машинах. Можна сказати, що немає такої гілки народного господарства, де б не застосовувались двигуни внутрішнього згоряння. Всюди, де є потреба, наприклад, в легких, економічних і зручних для обслуговування автономних силових агрегатах відносно невеликої потужності, знаходять застосування поршневі двигуни внутрішнього згоряння. Особливо широко їх використовують для тракторів і автомобілів всіх класів.

1. Обґрунтування вибору вихідних даних для проекту.

Згідно із завданням на курсовий проект необхідно запроектувати бензиновий двигун для легкового автомобіля зі слідуючими показниками:

— потужність двигуна;

— частота обертання колінвала при максимальній потужності;

— ступінь стиску;

— коефіцієнт надлишку повітря.

На основі аналізу існуючих конструкцій ДВЗ даного типу, найбільш близьким аналогом до проектованого двигуна є двигун «Порше 944». Основними недоліками даного двигуна — прототипа є використання карбюратора. Це спричинює перевитрату палива, особливо на перехідних режимах, та підвищену токсичність відпрацьованих газів.

У проектованому двигуні передбачається застосування системи впорскування палива, що дають змогу покращити ефективні, економічні, токсичні і тягові показники.

2. Тепловий розрахунок двигуна.

2.1 Параметри робочого тіла.

Теоретично необхідна кількість повітря для повного згоряння масової або об'ємної одиниці пального:

Кількість горючої суміші, яка надходить в циліндри:

Кількість продуктів згоряння:

М₂=М_СО2+М_СО+М_Н2О+М_Н2+М_N2=УМ_і.

УМ_і=0,049+0,022+0,063+0,344=0,488 кмоль/кг Перевірка:

М₂=C/12+Н/2+0,792L_o=0,488 кмоль/кг.

2.2 Параметри навколишнього середовища і відпрацьованих газів.

Так, як двигун працює без наддуву, то приймемо Р₀=0,1 МПа; t₀=15⁰C;

T₀=t₀+273=288 K.

Тиск залишкових газів:

Р₂=(1,05…1,25) p0=0,105…0,125 МПа Приймаємо: Р₂=0,115 МПа Температура залишкових газів: Т₂ = 900 ч 1100 К Приймаємо: Т₂ = 1100 К.

2.3 Параметри процесу впуску.

Величина підігріву заряду: ДТ=5⁰С Густина заряду на впуску:

_о=р_о106/(R_вТ_о)=0,1106/(287 293)=1,189 кг/м3,.

де R_в=287 Дж/кгград Втрати тиску на впуску:

р_а=(²+_вп)щ₂₀10−6/2 = 3· 902 · 1,2·10−6/2 = 0,015 МПа.

Тиск в кінці впуску:

р_а=р_о — р_а=0.1- 0.015=0.085МПа.

Коефіцієнт залишкових газів:

Температура заряду в кінці впуску:

Т_а=(Т_о+Т+_гТ_г)/(1+_г)=(288+5+0,51 100)/(1+0,05)=331К Коефіцієнт наповнення циліндрів двигуна:

2.4 Параметри процесу стиску.

Величина показника політропи:

n₁ =(k₁ — 0,01)…(k₁ — 0,04)=1,371…1,341.

Остаточно отримаємо: n₁ = 1,35.

Тиск в кінці процесу стиску:

р_с=р_аⁿ¹=0,0858,5^1,3773=1,53 МПа Температура робочого тіла в кінці стиску:

Т_с=Т_а^n-1=3318,5^1,3773−1=692К, t_с = 419^оС Визначення теплоємності робочої суміші.

Середня молярна теплоємність робочої суміші:

де =20,6+0,2638t_c =21,7- середня молярна теплоємність свіжого заряду.

Середня молярна теплоємність залишкових газів:

= 27,941+0,019t_c — 5,487· 10^-6t_c=35,068 ;

= 20,597+0,00267t_c=21,74 ;

= 24,953+0,5359t_c=27,247 ;

= 20,684+0,206t_c+5,88· 10^-7t²_c=20,88 ;

= 20,934+0,00464t_c-0,84· 10^-6t²_c=22,77 ;

= 20,398+0,0025t_c=21,468 ;

= 23,587 .

2.5 Параметри процесу згоряння.

Коефіцієнт молекулярної зміни горючої суміші:

Дійсний коефіцієнт зміни горючої суміші:

Кількість теплоти, що втрачена внаслідок неповного згоряння паливної суміші:

H_u=11 9950(1-)L_o=11 9950(1−0.85)0.513=9224,76 кДж/кг Теплота згоряння робочої суміші:

Н_роб.см=(H_u-H_u)/[M₁(1+_г)]=(42 490−9224,76)/[0.445(1+0.05)]=87 152,6.

кДж/кмоль Середня молярна теплоємність продуктів згоряння:

Температура в кінці видимого згоряння:

T_z=t_z=2327+273=2600 K.

Тиск в кінці видимого згоряння:

Дійсний максимальний тиск в циліндрах:

2.6 Параметри процесу розширення.

Температура та тиск в кінці процесу розширення:

де n₂=1,25.

3. Показники робочого циклу двигуна.

Теоретичний середній індикаторний тиск:

Середній індикаторний тиск:

; де ц_n = 0,9… 0,97.

Індикаторний ККД:

_i=p_il_o/(H_uоv) = 0,89 619,980.85/(24,31.20.8)=0,27.

Індикаторна питома витрата пального:

g_i=3600/(H_ui)=304 г/(кВтгод).

3.1 Ефективні показники двигуна.

Середній тиск механічних втрат:

P_м=0,034+0,0113_п.ср.=0,192 МПа, де _п.ср.=14 м/с — середня швидкість поршня.

Середній ефективний тиск:

p_e=p_i — p_м =0,704 МПа.

Механічний ККД:

_м=р_е/р_i=0,786.

Ефективний ККД:

_е=_iм=0,242.

Ефективна витрата палива:

g_e=3600/H_ue =339 г/(кВтгод).

Часова витрата палива:

.

3.2 Основні параметри циліндра і двигуна.

Літраж двигуна:

V_л=30N_e/(p_en)=2,46 л.

Робочий об'єм циліндра:

V_ц =V_л/і=0,62 л.

Діаметр і хід поршня.

Приймаємо тоді.

S=D· 0.85=82.97 мм По прийнятих значеннях D і S, визначаємо основні параметри і основні показники двигуна:

V_л=D²Si/(410⁶)=2,5 л; F_п=D²/4=75,4 см²;

N_e=p_eV_лn/30=76,3 кВт;

G_т=N_e· g_e=25.87 кг/год; v_п.ср.=83· 5200/3·104=14,39 м/с.

4. Тепловий баланс двигуна.

Загальна кількість теплоти введеної в двигун:

Q=H_uG_т/3.6 =4 390 025,87/3.6=315 470 Дж/с Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1с:

Q_e=1000Ne=100 076,3=76 300 Дж/с Теплота, що передається оточуючому середовищу:

Q_в=сiD^1+2mn^m(H_u-H_u)/(H_u)=92 131 Дж/с, де С = 0,45… 0,53 — коефіцієнт пропорційності; і - кількість циліндрів; D — діаметр циліндра, в см; m = 0,6… 0,7 — показник степеня для 4-х тактних двигунів; n — частота обертання колінвала, хв^-1; H_u — кількість теплоти, втраченої внаслідок теплового згоряння, кДж/кг.

Теплота втрачена з відпрацьованими газами:

Теплота втрачена через хімічну неповноту згоряння:

Невраховані втрати теплоти:

Таблиця 1.

Тепловий баланс.

5. Побудова індикаторної діаграми.

Масштаб ходу поршня M_s=1 мм в мм.

Масштаб тиску M_p=0.05 МПа в мм.

Приведені величини, відповідні робочому об'єму циліндра і об'єму камери згоряння:

АВ=S/M_s=83/1=83 мм; OA=AB/(e^-1)=83/7,5=11,1 мм.

Максимальна висота діаграми А_z=P_z/M_p=6,3/0,05=126 мм Ординати характерних точок:

Р_а/М_р=0,085/0,05=1,7 мм;

Р_b/М_р=0,44/0,05=8,8 мм;

Р_c/М_р=1,53/0,05=30,6 мм;

Р_z/М_р=0,115/0,05=2,3 мм;

Р_о/М_р=0,1/0,05=2мм.

Побудова політроп стиску і розширення аналітичним методом:

а) политропа стиску р_х=р_а(V_a/V_x)ⁿ¹.

р_х/М_р=(р_а/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ¹=13,54(209,5/ОХ)1,3773 мм, де ОВ=ОА+АВ=25,5+184=209,5 мм б) політропа розширення р_х=р_b(V_b/V_x)ⁿ².

р_х/М_р=(р_b/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ²=17,9(209,5 /ОХ)1.251 мм Результати розрахунків точок політроп приведені в таблиці 2.

Таблиця 2.

Розрахункові точки політроп.

Теоретичний середній індикаторний тиск:.

де Fґ - площа діаграми асzba.

5.1 Скруглення індикаторної діаграми.

мм, де л — відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна л = 0,26.

Розрахунки ординат точок zґ, aґ, aґґ, cґ, f і bґ зведені в Таблиці 3.

Таблиця 3.

Положення точки cґґ визначається з виразу:

Р_cґґ = (0,15ч1,25)p_с = 1,25 · 1,53 = 1,91 Мпа;

Дійсний тиск горіння:

.

Наростання тиску від точки cґґ z₀ складає:

5,36 · 1,91 = 3,45 Мпа, або 3,45/12 = 0,29 Мпа.

6. Розрахунок кінематики і динаміки двигуна.

6.1 Переміщення поршня.

Розрахунок S_x проводиться через кожні 30° кута повороту колінвала. Значення для при різних ц будуть брати з таблиці 19[1] і заносити в таблицю 4.

Кутова швидкість обертання колінвала:

6.2 Швидкість поршня.

Значення беремо з таблиці 20[1] і заносим в таблицю 4.

6.3 Прискорення поршня.

Значення для беремо з таблиці 21[1].

Таблиця 4.

За даними табл. 4 будуємо графіки (лист1, мал.2).

S_x в масштабі.

M_s = 1 мм в 1 мм; V_n — M_Vn = 0,5 м/с в 1 мм;

j — M_j = 250 м/с² в 1 мм; M_ц = 30? в 1 мм.

7. Динаміка двигуна.

7.1 Сили тиску газів.

Індикаторну діаграму розгортаємо за кутом повороту кривошипа по методу Брікса. Поправка Брікса:

.

Масштаб розгорнутої діаграми:

тиску M_p = 0,05 МПа/мм;

сил M_p = 377 Н в мм;

кута повороту кривошипа M_ц = 3? в мм, або Mґ_ц =.

4р/ОВ=4· 3,14/240=0,523 мм^-1.

По ДР_Г визначається значення Р_Г і заносяться в табл. 5.

7.2 Приведення мас КШМ.

За табл. 22[1] з врахуванням діаметра циліндра, відношення S/D, рядного розташування циліндрів і достатньо великого значення P_z встановлюються:

— маса поршневого сплаву (поршень з алюмінієвого сплаву):

mґ_n = 100 кг/м²; m_n = mґ_n?F_n = 100? 0,763 =0,763 кг;

— маса шатуна:

mґ_ш = 140 кг/м²; m_ш = mґ_ш?F_n = 140?0,0763 = 1,07 кг;

маса неврівноважених частин одного коліна вала без противаг (вал стальний):

mґ_к = 160 кг/м²; m_к = mґ_к?F_n = 160?0,0763 = 1,22 кг.

Маса шатуна, зосереджена на осі поршневого пальця:

m_ш.п = 0,275?m_ш = 0,275?1,07 = 0,294 кг.

Маса шатуна, зосереджена на осі кривошипа:

m_ш.к = 0,725?m_ш = 0,725?1,07 = 0,776 кг.

Маси, що здійснюють на зворотньо-поступальний рух:

m_j = m_n + m_n.ш = 0,763 + 0,294 = 1,057 кг.

Маси, що здійснюють обертовий рух:

M_к = m_к + m_шк = 1,22 + 0,776 = 1,996 кг.

7.3 Сили інерції.

З таблиці 4, переносим значення j в графу 4, таблиці 5 і визначаємо сили інерції зворотньо-поступальних мас:

Центробіжна сила інерції обертових мас:

К_к = m_k? R? щ² = -1,996? 0,0415? 544,3² = -24 540 Н.

Центробіжна сила інерції обертових мас кривошипа:

К_Ак = -m_k? R? щ² = -1,22? 0,0415? 544,3² = -14 500 Н.

7.4 Сумарні сили.

Сумарна сила, зосереджена на осі поршневого пальця (графа 6):

P = P_r + P_j(H).

Нормальна сила:

N = P? tgв, значення tgв визначаються для л = 0,26 за табл. 23[1] і заносять в графу 7, а значення N в графу 8.

Сила, що діє вздовж шатуна (графа 10):

.

Сила, що діє по радіусу кривошипа (графа 12):

Тангенціальна сила (графа 14):

Масштаб сил М_р = 261 Н в 1 мм.

Середнє значення сили за цикл:

за даними теплового розрахунку Т_ср = 2?10⁶?p_i?F_n/рr = 2?10⁶?0,896?0,763/3,14?4 = 1088,6 Н;

за площею між кривою Т і віссю абсцис (мал. 4):

Т_ср = (УF_і — УF₂)?М_р = (2354−1961)?261/94,1 = 1090 Н;

Похибка: 100%?(1088,6−1090)/1088,6 = 0,13%.

7.5 Крутні момети.

Крутний момент одного циліндра (графа 15):

Період зміни крутного моменту чотирьохтактного двигуна з рівними інтервалами між спалахом:

И = 720?/і = 720?/4 = 180?

Сумування значень крутних моментів всіх чотирьох циліндрів двигуна проводиться табличним методом (табл. 6), і по отриманих значеннях будується крива М_кр = М_р?R = 261?0,0415 = 10,832 Н? м в мм.

Середній крутний момент двигуна:

за даними теплового розрахунку:

М_кр.ср. = М_і = М_е/м_н = 140/0,786 = 178 Н? м;

за площею, що знаходиться під кривою М_кр:

М_кр.ср. = м_н?(F₁-F₂)/ОА = 10,832?(2782−260)/11,1 Н? м; (мал. 4).

Похибка:

(178−177,6)100%/178 = 0,22%.

Максимальний і мінімальний крутний моменти:

М_кр.max = 905,47 Н? м; М_кр.min = - 493,3 Н? м.

Таблиця 5.

Таблиця 5.1.

7.6 Сумарні сили, що діють на шатунну шийку.

Для проведення розрахунку результуючої сили, що діє на шатунну шийку рядного двигуна, складають табл. 7, в яку переносять з табл. 5 значення сили Т. Сумарна сила, що діє на шатунну шийку по радіусу кривошипа:

R_к = К+K_кш = (К-9540) Н.

Результуюча сила, що діє на шатунну шийку:

за даними табл. 7, будуємо камерну діаграму (мал. 5).

Масштаб сил: М_р = 261 Н в мм. Значення R_шш для різних ц заносять в табл. 7 і по них будуємо діаграму R_шш в прямокутних координатах (мал. 6).

По розгорнутій діаграмі R_шш визначаємо:

R_{ш. ш. сер} = F? M_p/ОВ = 18 024?261/244,0 = 19 604,5 Н;

R_{ш. ш. max} = 25 533 Н; R_{ш. ш. min} = 5963 Н.

За камерною діаграмою будуємо діаграму зносу шатунної шийки (мал. 6). Суму сил R_ш. ш.і., що діють на кожну шийку та кожному промені діаграми зносу (від 1 до 12) визначаємо за допомогою табл. 8. На діаграмі зносу визначаємо розташування вісі масляного отвору.

Масштаб побудови м_кш.ш = 150 Н в мм.

бензиновий внутрішній двигун автомобіль Таблиця 6.

Таблиця 7.

Таблиця 8.

8. Аналіз врівноваженості двигуна.

Чотирьохциліндрові рядні двигуни набули широкого вжитку на легкових автомобілях. Всі вони мають плоский колінвал з дзеркально-симетричним розташуванням привальників відносно його середини. Така схема колінвала забезпечує достатню зрівноваженість і рівномірне чергування спалахів у циліндрах. Порядок роботи циліндрів можна організувати за двома рівнозначними схемами: (1−2-4−3) та (1−3-4−2). Кутові інтервали між спалахами однакові і дорівнюють 180°.

9. Розрахунок маховика.

Рівномірність крутного моменту:

Надлишкова робота крутного моменту:

L_надл. = F_abc?М_н?Мґ_ц = 2150?10,832?0,026 = 605,5 Дж, де F_abc — площа над прямою, середнього крутного моменту, мм²;

Мґ_ц = 4р/і?ОА = 4?3,14/4?120 = 0,026 мм^-1.

Рівномірність ходу двигуна приймаємо д = 0,01. момент інерції рухомих ланок двигуна, приведених до осі колінвала:

І_д = L_надл. /дщ² = 605,5/0,01?544,3² = 0,204 кг/м³.

Момент інерції рухомих ланок двигуна, приведених до осі колінвала:

І_м = (0,8ч0,9)І_д = 0,163…0,184. І_м = 0,17 кг/м³.

З іншої сторони.

І_м = m_мD_c² /4.

Звідси маємо:

m_м=4І_м /D_c² = 4?0,17/0,3² = 7,56 кг.

D_с =(3…4)S = 0,249…0,322 = 0,3 м.

Ширина маховика:

b = m_м /р?D_с?h?с_н = 7,56/3,14?0,3?7800?0,04 = 0,026 м, де h — товщина обода, м, вибираємо з конструктивних міркувань h = 0,04 м;

с_н — густина матеріалу маховика (чавун), с_н = 7800 кг/м³.

Колова швидкість на ободі маховика:

10. Розрахунок поршневої групи.

10.1 Розрахунок поршня.

У відповідності з існуючими аналогічними двигунами і з врахуванням співвідношень приведених в табл. 51 [1], приймемо:

— товщина поршня: д = 9 мм (днища);

— висота поршня: Н = 98 мм;

— висота юбки поршня: h_ю = 70 мм;

— висота верхньої частини поршня: h₁ = 58,8 мм;

— радіальна товщина кільця: t = 4 мм;

— радіальний зазор кільця в кільцевій канавці поршня: Дt = 0,8 мм;

— товщина стінки горловини поршня: S = 5 мм;

— величина верхньої кільцевої перемички: h_п = 3 мм;

— число і діаметр масляних каналів в поршні: n_н = 8 мм; d_н = 1,2 мм.

Матеріал поршня — алюмінієвий сплав: б_n = 25?10^-6 1/град.

Гільзи циліндра — чавун: б_г = 11?10^-6 1/град.

Внутрішній діаметр поршня d_i = 78,4 мм.

Напруження згину в днищі поршня:

де r_i=D/2-(s+t+t)=98/2-(5+4+0,8)=39,2 мм.

Днище поршня повинно бути посилене ребрами жорсткості.

Напруження стиску в розрізі:

де P_zmax = P_z?F_n = 6,3?75,34?10^-4 = 0,048 Мпа Напруження розриву в січенні х-х:

максимальна кутова швидкість холостого ходу:

маса головки поршня з кільцями розташованими вище січення х-х:

максимальна розривна сила:

напруження розриву:

.

Напруження у верхній кільцевій перемичці:

зрізу:

;

згину:

складне:

Питомий тиск поршня на стінку циліндра:

Діаметри головки і юбки поршня:

де.

Діаметральні зазори в гарячому стані:

де t_ц = 110 °C, t_г = 250 °C, t_ю = 150 °C прийняті з врахуванням водяного охолодження двигуна (ст. 193 Г. П.).

10.2 Розрахунок поршневого кільця.

Матеріал кільця — сірий чавун, Е = 1,0?10⁵ Мпа.

Середній тиск кільця на стінку циліндра:

.

де А₀ = 3,3t = 10 мм.

Тиск кільця на стінку циліндра в різних точках кола:

Р = Р_сер?м_к, МПа, де м_к для різних кутів взято з таблиці 52. Результати обчислень приведені в таблиці 9.

Таблиця 9.

Напруження згину кільця в робочому стані:

Напруження згину при надіванні кільця на поршень:

Монтажний проміжок в замкові проміжного кільця:

де Дґ_к = 0,07 мм; t_к = 220? С; t_ц = 115? С; t₀ = 15? С.

10.3 Розрахунок поршневого пальця.

Приймаємо n_н = 2500 хв^-1; d_n = 24,5 мм; d_b = 18 мм; l_n = 70 мм;

l_ш = 40 мм; b = 30 мм.

Палець виготовлено з матеріалу сталь 15Х, Е = 2?10⁵.

Палець плаваючого типу. Розрахункова сила, що діє на поршневий палець:

газова:

;

інерційна:

розрахункова:

Питомий тиск пальця на втулку поршневої головки шатуна:

Питомий тиск пальця на бобишки:

Напруження згину в середньому січенні пальця:

де.

Дотичні напруги зрізу в січеннях бобишками і головками шатуна:

Найбільше збільшення горизонтального діаметра пальця при овальності:

Напруження овалізації на зовнішні поверхні пальця:

в горизонтальній площині (Ш = 0?):

в вертикальній площині (Ш = 90?):

Напруження овалізації на внутрішній поверхні пальця:

в горизонтальній площині (Ш = 0?):

в вертикальній площині (Ш = 90?):

11. Розрахунок шатунної групи.

11.1 Розрахунок поршневої головки.

За таблицею 55 [1], приймаємо:

— зовнішній діаметр головки: d_г=31,5 мм;

— внутрішній діаметр головки: d=25,5 мм;

— мінімальна радіальна товщина стінки головки: h_г=3 мм;

— радіальна товщина стінки втулки: S_в=0,5 мм.

Матеріал шатуна — вуглецева сталь 45Г2:

Е_М=2,2?10⁵ МПа; б_Г =1?10^-5 1/град.

Матеріал втулки — бронза:

Е_в=1,15?10⁵ МПа; б_в =1,8?10^-5 1/град.

Для сталі 45Г2 за таблицями 44 і 46 визначаємо:

у_в = 800 МПа; у₁ = 350 МПа;

у_-1р = 240 МПа;

у_Г = 420 МПа; б_у = 0,25; б_ур = 0,12.

За формулами визначаємо:

при згині:

;

при розтягу-стиску:

Розрахунок січення І-І.

Середнє напруження і амплітуда напруги:

де ефективний тиск напруг:

Так, як головка не має різних переходів і концентрацій напруг в основному залежить від якісної структури матеріала і масштабний коефіцієнт е_т = 0,83 визначений за табл. 49[1]; коефіцієнт поверхневої чутності е_п = 0,8 визначений за табл. 50[1].

Так як то запас міцності в січенні І-І визначається по границі втомленості.

Напруження від запресованої втулки:

сумарний натяг:

.

де Д = 0,04 мм — натяг посадки бронзової втулки.

температурний натяг.

t = 120? С — середня температура головки і втулки.

— питомий тиск на поверхні дотику втулки з головкою:

де б = 0,3 — коефіцієнт Пуассона.

напруження від сумарного натягу, на внутрішній поверхні головки:

напруження від сумарного натягу, на зовнішній поверхні головки:

Розрахунок січення А-А на згин:

максимальна сила, що розтягує головку на режимі n=n_N.

де.

нормальна сила і згинальний момент в січенні О-О:

де прийнятий кут.

r_ср=(d_г+d)/4=(31,5+25,5)/4=14,25 мм — середній радіус головки.

нормальна сила і згинальний момент в розрахунковому січенні від розтягуючої сили:

напруження на зовнішних волокнах від розтягуючої сили:

де.

сумарна сила, що стискає головку:

нормальна сила, що стискує і згинальний момент в розрахунковому січенні, що стискує головку:

де і визначені за таблицею 56.

напруження на зовнішньому волокні від стискуючої сили:

максимальні і мінімальні напруги асиметричного циклу:

середня напруга і амплітуда напруги:

так як ,.

то запас міцності в січенні А-А визначається за граничною текучістю:

11.2 Розрахунок кривошипної головки шатуна.

За таблицею 58 [1], приймаємо:

— діаметр шатунної шийки: d_ш. ш.=60 мм;

— товщина стінки вкладиша t_в=2 мм;

— відстань між шатунними болтами: с_б=85 мм;

— довжина кривошипної головки: l_к=40 мм.

Маса шатунної групи.

m_ш = m_шп + m_шк = 0,204 + 0,776 = 1,07 кг.

Максимальна сила інерції:

де m_кр=0,226 кг; m_ш = 0,242 кг.

Момент опору розрахункового січення:

де r₁=0,5(d_ш. ш.+2t_в)=0,5(60+4)=32 мм — внутрішній радіус кривошипної головки шатуна.

Момент інерції вкладиша і кришки:

Напруження згину кришки і вкладиша:

де.

11.3 Розрахунок стержня шатуна.

З динамічного розрахунку маємо:

P_ст =P_Г + P_j = 24 924 Н = 0,025 МН, при ц=370?;

P_р =P_Г + P_j = -15 992,5 Н = 0,016 МН, при ц=0?;

L_ш = R/л = 160 мм.

За табл. 59 приймаємо:

b_ш= 22 мм; h_ш= 20 мм; а_ш= 3,5 мм; t_ш= 3,6; d= 25,5 мм; d₁= 63 мм.

Площа і момент інерції розрахункового січення В-В:

Максимальна напруга від стискуючої сили:

в площині коливання шатуна де; .

в площині перпендикулярній до площини коливання шатуна:

де ;

L₁=L_ш-(d+d₁)/2=115,25 мм.

Мінімальне напруження від розтягуючої сили:

Середні напруги і амплітуди циклу:

де.

Так як.

то запас міцності в січенні В-В визначаємо за границею втомленості:

11.4 Розрахунок шатунного болта.

Приймаємо: номінальний діаметр болта d = 11 мм; крок різьби f = 1 мм; кількість болтів i_б=2; матеріал — сталь 40Х.

За табл. 44 і 45 для легованої сталі 40Х визначаємо: _В=1000 МПа; _т=900 МПа; _-1р=330 МПа; =0,16.

За формулами визначаємо:

=_-1р/_т=330/900=0,367;

Сила попередньої затяжки:

P_поп=(23)Р_jp/i_б=20,026/2=0,026 МН Сумарна сила, що розтягує болт:

Р_б=Р_поп+Р_jp/i_б=0,026+0,20,026/2=0,0286МН, де — прийнято 0,2.

Максимальні і мінімальні напруги, що виникають в болті,.

Середня напруга і амплітуда циклу:

_m=(_max+_min)/2=(395+359)/2=377 МПа;

_а=(_max-_min)/2=(395−359)/2=18 МПа;

.

де k=1+g (_к-1)=3,46.

_к=4,0 визначено за табл. 48 [1];

g = 0,82 за табл. 75 при _В=1000 Мпа і _к=4,0.

_м=0,99 за табл. 49 при d=11 мм.

_п=0,82 за табл. 50.

Так як ,.

то запас міцності болта визначаємо за границею текучості:

12. Розрахунок корпуса двигуна.

12.1 Розрахунок гільзи циліндра.

Матеріал гільзи циліндра — чавун: б_ц = 11?10⁶ 1/град; Е = 1,0?10⁵; м = 0,24.

Товщина стінки гільзи вибирається конструктивно: д_г = 6 мм.

Розрахункова товщина стінки:

де у_z = 60 Мпа — допустима напруга на розтяг для чавуна.

Напруга розтягу в гільзі від дії максимального тиску газів:

Температурні напруження в гільзі:

де t = 110? С — температурний перепад.

12.2 Розрахунок шпильки головки болта.

Кількість шпильок на один циліндр і_шп=4; номінальний діаметр шпильки d = 12 мм;крок різі t = 1 мм;внутрішній діаметр різі шпильки d_в = 10,6 мм.

Матеріал шпильки — сталь 30Х.

За табл. 45 і 46[1] для сталі 30Х визначимо: у_в = 850 МПа; у_т = 700 МПа; у_ір = 260 МПа; б_у = 0,14; в_у = у_1-р/у = 0,375; (в_у-б_т)/(1-в_у) = 0,37.

Проекція камери згорання на площину, перпендикулярну вісі циліндра при верхньому розташуванню клапанів:

F_k = 1,2F_n = 1,2?0,754 = 0,9 046 м².

Сила тиску газів, що приходиться на одну шпильку:

Pґ_max = P_z max F_k/і_шт = 6,3?0,9 046/4 = 0,014 МН.

Сила попередньої затяжки:

Р_поп = m (1-x)Pґ_z max = 3(1−0,2)0,014 = 0,0336 МН, де m = 3 — коефіцієнт затяжки шпильки; х = 0,2 — коефіцієнт основної навантаги різі.

Сумарна сила, що розтягує шпильку без врахування сили Р_z:

P_p max = P_пр + xPґ_z max = 0,0336+0,2?0,014 = 0,0364 МН.

Мінімальна сила, що розтягує шпильку:

P_pmin = P_пр = 0,0336 МН.

Мінімальні і максимальні напруги, що виникають в шпильці:

у_max = P_pmax/F_op = 0,0364/8,82?10^-5 = 412,7 МПа;

у_min = P_pmin/F_op = 0,0336/8,82?10^-5 = 381 МПа;

де F_op = рd_в²/4= 8,8210^-5 м².

площа січення шпильки по внутрішньому діаметру різьби.

Середня напруга і амплітуда цикла:

у_m = (у_max+у_min)/2 = 396,85 МПа;

у_a = (у_max-у_min)/2 = (412,7−381)/2 = 15,3 МПа.

Величина у_aк = у_a k₀/е_mе_n = 15,85?3,25/0,98?0,85=63,3 Мпа, де k₀ = 1+q (б_kу-1) = 1+ 0,75?3 = 3,25;

тут б_kу = 4,0 — визначається за таблицею 48[1];

q = 0,75 за табл.75 [1]; е_m = 0,98; е_n = 0,83 — за табл. 49, 50.

Так як.

.

то запас міцності шпильки визначається за границею текучості.

13. Розрахунок системи мащення двигуна.

13.1 Масляний насос.

Загальна кількість тепла, що виділяється паливом на протязі 1 с, визначається за даними теплового розрахунку: Q₀ = 315 470 Дж/с = 315,5 кДж/с.

Кількість тепла, що відводиться маслом від двигуна:

Q_m = 0,02Q₀ = 0,02?315,5 = 6,31 кДж/(кг?град).

Теплоємність масла С_м = 2,094 кДж/(кг?град); густина масла с_м = 900 кг/м³; температура нагріву масла в двигуні Дt_м = 10? С.

Циркуляційна витрата масла:

.

Циркуляційна витрата з врахуванням стабілізації тиску масла в системі:

Об'ємний коефіцієнт подачі:

Розрахункова продуктивність насоса:

Модуль зачеплення зуба: m = 5 мм = 0,005 м; висота зуба — h = 2m = 2?5 = 0,01 м; число зубів шестерні z = 9.

Діаметр початкового кола шестерні:

D₀ = z? m = 9?5 = 45 мм = 0,045 м.

Діаметр зовнішнього кола шестерні:

D = m (z+2) = 5?11 = 55 мм = 0,055 м.

Колова швидкість на зовнішньому діаметрі шестірні: u_n = 6,85 м/c.

Число обертів шестерні (насоса) в хвилину:

n_н = u_н?60/рD = 2400 хв^-1.

Довжина зуба шестерні:

Робочий тиск масла в системі р = 0,04 МПа.

Потужність, що витрачається на привід масляного насоса:

.

13.2 Масляний радіатор.

Кількість теплоти, що відводиться маслом від двигуна приймається за даними теплового балансу: Q_м = 6310 Дж/с.

Коефіцієнт тепловіддачі від масла до стінки радіатора: б₁ = 300 Вт/м²град; товщина стінки радіатора: д = 0,2 м; коефіцієнт тепловіддачі стінки л_теп = 90 Вт/м²град; коефіцієнт тепловіддачі від стінки радіатора до води: л₂ = 3000 Вт/м²град; коефіцієнт теплопередачі від масла до води:

Середня температура води в радіаторі: t_в сер = 90? С.

Середня температура масла в радіаторі: t_м сер = 75? С.

Поверхневе охолодження масляного радіатора:

14. Розрахунок системи охолодження.

14.1 Водяний насос.

За даними теплового балансу кількість теплоти, що відводиться від двигуна водою: Q_в = 92 131 Дж/с;середня теплоємність води С_р = 4187 Дж/(кг?град); середня густина води с_р = 1000 кг/м³; тиск, який створює насос Р_н = 10⁵ Н/м²; число обертів насоса n_об.н = 4500 хв^-1.

Циркуляційна витрата води в системі охолодження:

Розрахункова продуктивність насоса:

.

де з — коефіцієнт подачі насоса.

Радіус вхідного отвору крильчатки.

.

де С₁ = 1,5 м/с — швидкість води на вході в насос; r₀ = 0,01 м — радіус маточини крильчатки.

Колова швидкість сходу води:

.

де з_n = 0,64 — гідравлічний ККД насоса.

Радіус крильчатки на виході:

Колова швидкість входу потоку:

Кут між швидкостями С₁ і u₁ приймаємо б₁ = 90?, при цьому.

.

звідки в₁ = 7?

Ширина лопатки на вході.

Радіальна швидкість води на виході з насоса:

Ширина лопатки на виході.

Потужність, що використовує водяний насос:

де з_м — 0,8 — механічний ККд водяного насоса.

14.2 Водяний радіатор.

Кількість повітря, що проходить через радіатор:

Масова витрата води, що проходить через радіатор:

Середня температура охолоджуючого повітря, що проходить через радіатор:

.

де — температура води перед радіатором.

Середня температура води в радіаторі:

.

де.

Поверхня охолодження радіатора:

.

де k = 160 Вт/(м²град) — коефіцієнт тепловіддачі радіатора.

14.3 Вентилятор.

Густина повітря при середній його температурі в радіаторі.

.

де В — питома газова стала.

Продуктивність (радіатора) вентилятора Фронтова поверхня радіатора.

.

де W = 12 м/с — швидкість повітря перед фронтом радіатора.

Діаметр вентилятора.

.

Колова швидкість вентилятора.

.

де ш = 3,0 — безрозмірний коефіцієнт для плоских лопастей.

Число обертів вентилятора:

.

Потужність, затрачена на привід осьового вентилятора:

.

де з_в = 0,6 — ККД литих вентиляторів.

Перелік посилань.

1. Розрахунок механізмів двигуна внутрішнього згоряння. Методичні вказівки до виконання курсового та дипломного проектування з курсу «Автомобільні двигуни» / Укл. В.І. Захарчук. — Луцьк. ЛІІ, 1996 — 41 с.

2. Николаенко М. Теория конструкции и расчёт автотракторных двигателей. М., 1984 г.

3. Автомобильные и тракторные двигатели под редакцией И. М. Ленина «Высшая школа». 1976 г.

4. В. В. Михайловский. Устройство автомобиля. М., «Машиностроение» 1985 г.

5. Колчин А. И., Демидов В. П. Расчёт автомобильных и тракторних двигателей. М., «Высшая школа"1971 г.