Рис.4.7.Кривая удельных сил Р_К М_Р=0,05 Мпа в мм

М_=3⁰ в мм

Рис. 4.8. Кривая удельных сил Р_Т М_Р=0,0 Мпа в мм

М_=3⁰ в мм

Рис. 4.6. Кривые удельных сил Р_S и P_N М_Р=0,05 Мпа в мм

М_=3⁰ в мм

Рис. 4.9. Крутящих моментов М_КР М_М= 5 Н*м в мм

М_= 1,2⁰ в мм

Рис. 4.5. Кривые удельных сил Р и P_i М_Р=0, Мпа в мм

М_=3⁰ в мм

Министерство образования

Российской Федерации

Вологодский государственный

технический университет

Факультет: ФПМ

Кафедра: А и АХ

Дисциплина: АД

РАСЧЕТНОПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

Тема: расчет карбюраторного V-образного четырехцилиндрового двигателя

на шасси автомобиля ЗАЗ968М

(N_e=60 л.с. (44,1 кВт), n=4500 мин^-1, =7,5, воздушное охлаждение)

Выполнил: Дроздов Д. В.

Группа: МАХ-41

Принял: к.т.н. Яковицкий А. А.

Вологда, 2001 г.

Содержание

Введение

Задание на курсовой проект

1. Тепловой расчет

2. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

3. Сравнение параметров проектируемого двигателя и прототипа

4. Расчет кинематики и динамики двигателя

   1. Кинематический расчет

   2. Динамический расчет

5. Анализ компьютерного расчета на ЭВМ

6. Уравновешивание двигателя

7. Расчет основных деталей двигателя

8. Спец. разработка ( система охлаждения)

Заключение

Список литературы

ВВЕДЕНИЕ

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства.

В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей.

Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства, обусловили необходимость создания предполагаемые показатели цикла, мощность и экономичность, а также давление газов, действующих в надпоршневом пространстве цилиндра, в зависимости от угла поворота коленчатого вала. По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диаметр цилиндра и ход поршня) Успешное применение двигателей внутреннего сгорания, разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания.

Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей, знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить и проверить на прочность его основные детали.

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По заданным параметрам двигателя произвести тепловой расчет, по результатам расчета построить индикаторную диаграмму, определить основные параметры поршня и кривошипа. Разобрать динамику кривошипно-шатунного механизма. Построить график средних крутящих моментов.

Параметры двигателя:

1.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ [1, с.7294]

1.1. Выбор исходных данных

1.1.1. Топливо

Степень сжатия проектируемого двигателя  =7,5. В качестве топлива выбираем бензин марки А76.

Элементарный состав топлива: С+Н+О=1

где C=0,855; H=0,145; О=0.

Молекулярная масса топлива: М_T=115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива:

Н_u=33,91C+125,60H10,89(OS)2,51(9H+W);

Н_u=33,910,855+125,600,1452,51(90,145)=43930 кДж/кг.

1.1.2. Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива:

кг возд./кг топл.

кмоль возд./кг топл.

Коэффициент избытка воздуха α принимаем равным 0,96 для получения оптимального соотношения экономичности и мощности проектируемого двигателя.

Количество горючей смеси: М₁ = L_o+1/ m_т = 0,960,516+1/115= 0,5050 кмоль.

При неполном сгорании топлива ( 1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО), углекислого газа (СО₂) , водяного пара (Н₂О), свободного водорода (Н₂) , и азота (N₂) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,5 (Кпостоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания):

М_СО =2[(1)/(1+K)]0,208L_o;

М_СО =2[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0057 кмоль/кг топл.

М_СО=С/12-2[(1)/(1+K)]0,208L_o;

М_СО=0,855/122[(1-0,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0655 кмоль/кг топл.

М_Н=2К[(1)/(1+K)]0,208L_o;

М_Н=20,47[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0029 кмоль/кг топл.

М_НО=Н/22К[(1-)/(1+K)] 0,208L_o;

М_НО=0,145/2-20,47[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0696 кмоль/кг топл.

М_N=0,792L_o;

М_N=0,7920,960,517=0,393 кмоль/кг топл.

Суммарное количество продуктов сгорания:

М₂ =М_СО+М_СО+М_Н + М_НО + М_N;

М₂ =0,0073+0,063+0,0034+0,069+0,388=0,5367 кмоль/кг топл.

Проверка:

М₂ =С/12+Н/2+0,792L_o;

М₂=0,855/12+0,145/2+0,7920,960,517=0,5367 кмоль/кг топл.

1.1.3. Параметры окружающей среды и остаточных газов

Атмосферное давление и температура окружающей среды: p_o=0,101 МПа; T_o=293 К. Температуру остаточных газов принимаем на основании опытных данных [1,с.43]:

Т_r =1040 К; p_r =1,16p_o =1,160,101=0,11716 МПа.

Давление остаточных газов Р_r можно получить на номинальном режиме:

Р_rN=1,18Р₀=0,118 Мпа

А_р=(Р_rN - Р₀1,035) 10⁸/(n_N²Р₀)=0,716

Находим давление остаточных газов Р_r:

Р_r= Р₀ (1.035+ Ар10^-8n²)

Р_r=0,101 (1,035+0,71610^-84500²)=0,118 МПа

1.2. Процесс впуска

Температуру подогрева свежего заряда принимаем на основании опытных данных [1,с.44]: Т=8 ⁰ C.

Плотность заряда на впуске: ρ_о= р₀ 10⁶ /(R_ВT_О) =0,10110⁶/(287293) =1,189 кг/м³,

где р₀ =0,101 МПа; Т₀ =293 К; R_В  удельная газовая постоянная равная 287 Дж/кг град.

Давление заряда в конце наполнения Р_а принимаем на основании рекомендаций [1,с.44] в зависимости от средней скорости поршня С_п=Sn/30, где S  ход поршня, n-заданная частота вращения коленвала двигателя: С_п =0,092 4500/30=9,51 м/с.

Принимаем р_а=0,0909 МПа.

Коэффициент остаточных газов:

γ_r=,

где _оч  коэффициент очистки; _доз коэффициент дозарядки (без учета продувки и

дозарядки _оч=1; _доз=0,95).

γ_r==0,07.

Температура заряда в конце впуска:

Т_а =(T_o +Т + γ_rТ_r)/(1+ γ_r);

Т_а =(293+8+0,071040)/(1+0,07)= 349,3 К.

Коэффициент наполнения:

;

=0,73.

1.3. Процесс сжатия

Средние показатели адиабаты сжатия при работе двигателя на номинальном режиме определяем по номограмме [1,с.48] при  =7,5 и Т_а =349,3 К: k₁=1,3775; средний показатель политропы сжатия принимаем несколько меньше k₁ : n₁= k₁-0,02=1,3575.

Давление в конце сжатия:

р_с = р_а  ^{n 1};

р_с =0,0857,5^1,3575 = 1,31 МПа.

Температура в конце сжатия:

Т_с = Т_а^{( n 1-1)} ;

Т_с =349,37,5^(1,3575-1) =717,85 К.

t_c=Т_с –273;

t_c=717,85273=444,85 ⁰C.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

свежей смеси:

(mC)=20,6+2,63810^-3t_c=20,6+2,63810^-3444,85=21,77 кДж/(моль град 

остаточных газов:

(mC)=23,805 кДж/(моль град -определяем методом экстрополяции (1, табл.7)

рабочей смеси:

(mC)=(mC)=1/(1+γ_r)((mC)+ γ_r(mC))=21,903 кДж/(моль град

Число молей остаточных газов:

М_r =_rL₀;

М_r =0,960,070,517=0,0347 кмоль/кг топл.

Число молей газов в конце сжатия до сгорания:

М_с=М₁+М_r ;

М_с=0,505+0,0347=0,5397 кмоль/кг топл.

1.4. Процесс сгорания

Химический коэффициент молекулярного изменения:

_о=М₂/М₁,

где М₁  количество горючей смеси, отнесенное к 1кг топлива; М₂  количество продуктов сгорания, отнесенное к 1кг топлива.

_о=0,5367 / 0,505=1,0628.

Действительный коэффициент молекулярного изменения:

= (_о+γ_r)/(1+γ_r);

=(1,0628+0,07)/(1+0,07)=1,0587 .

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

Н_и=119950(1)L₀;

Н_и=119950(10,96)0,517=2480,57 кДж/кг топл.

Теплота сгорания рабочей смеси:

Н _{раб. см.}=(Н_иН_и)/М₁(1+γ_r );

Н _{раб. см.}=(439302480,57)/0,505(1+0,07)=76708,5 кДж/кг топл.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

(mC)=(1/М₂)М_CО(mC)+М_СО(mC)+М_Н(mC)+М_НО(mC)+

+М_N( mC);

(mC)=(1/0,5367)0,0057(22,49+0,0143t_z)+0,0655(39,123+0,003349t_z)+0,0029

(19,678+0,001758t_z)+0,0699(26,67+0,004438t_z)+0,393(21,951+0,001457t_z)=

=(24,652+0,002076t_z ) кДж/(моль град;

Коэффициент использования теплоты  _z определяем по рис.37 [1,с.77] исходя из скоростного режима двигателя:  _z =0,93 .

Температура в конце видимого периода сгорания:

 _z Н _{раб. см.} + (mC) t_c= (mC)t_z;

0,9376708,5+21,903445=1,0587(24,652+0,002076t_z)t_z;;

0,002198  t_z²+ 26,099 t_z –81085,74=0;

t_z =(26,099+)/(20,002198)= 2556,45 ⁰С;

T_z= t_z+273=2556,45+273 =2829,45 K.

Максимальное теоретическое давление в конце процесса сгорания:

р_z = p_cT_z /T_c;

р_z =1,311,05872829,45 /717,85=5,4665 МПа.

Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания:

р_zд =0,85р_z;

р_zд =0,855,4665=4,6465 МПа.

Степень повышения давления:

 =р_z / р_с ;

 =5,4665/1,31=4,173.

1.5. Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяем по номограмме (см. рис.29 [1,с.57]) при заданном  =7,5 для соответствующих значений T_z и α , а средний показатель политропы расширения n₂ оцениваем по величине среднего показателя адиабаты k₂=1,2511: n₂=1,251.

Давление и температура в конце процесса расширения:

p_b=p_z /ε ⁿ² ;

p_b=5,7665/7,5^1,251=0,43957 МПа.

T_b=T_Z / ε ^n2-1;

T_b=2829/7,5^1,2511=1706 К.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

;

=1100 К.

Погрешность составит: Δ=100(1100-1040)/1040=5,65 %.

1.6. Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление определяем по формуле:

МПа.

Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным _и=0,96 , тогда: р_i =_ир_i^’ =0,961,0406=1,0 МПа.

Индикаторный к.п.д.:

_i = p_i l₀  / (Н_и ₀ _v );

_i = (1,0 14,9570,96)/(43,931,1890,73) =0,3766.

Индикаторный удельный расход топлива:

g_i = 3600/( Н_и_i);

g_i = 3600/( 43,930,3766)= 218 г/(кВт ч).

1.7. Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров

до 6 и отношением S/D1:

p_м=0,034+0,0113V_п;

Предварительно приняв ход поршня S равным 70 мм, получим:

V_п=Sn/310⁴

V_п =704500/310⁴=10,35 м/с.

p_м=0,034+0,011310,35=0,151 МПа.

Среднее эффективное давление и механический к.п.д.:

p_е=p_i  p_м ;

p_е =1,00,151=0,849 МПа.

_м = р_е / р_i ;

_м =0,849/1,0=0,849.

Эффективный к.п.д. и эффективный удельный расход топлива:

_е=_i_м ;

_е=0,37660,849=0,3198.

g_e=3600/(Н_и_е);

g_e=3600/(43,930,3198)=256 г/(кВт ч).

1.8. Основные параметры цилиндра и двигателя

а. Литраж двигателя: V_л=30N_е/(р_е n)=30444,1/(0,8494500)=1,3852 л.

б. Рабочий объем цилиндра: V_h=V_л / i =1,3852/4=0,3463 л.

в. Диаметр цилиндра: D=210³√(V_h/(πS))=210³(0,3463/(3,1470))=96,8 мм.

Окончательно принимаем: S=70 мм и D=80 мм. Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям S и D:

а. Литраж двигателя: V_л=D²Si / (410⁶) =3,1480² 704/(410⁶)=1,41 л.

б. Площадь поршня: F_п=D² / 4=3,1480²/4=5024 мм² =50,24 см².

в. Эффективная мощность: N_е=р_еV_лn/(30)=0,8491,414500/(304)=44,89 кВт.

Расхождение с заданной мощностью: =100(N_{е з}N_е)/ N_{е з}=100(44,1-44,89)/44,89=0,017 .

г. Эффективный крутящий момент: М_е=(3*10⁴/)(N_e/n)=(310⁴/3,14)(44,89/4500)=95,3 Н м.

д. Часовой расход топлива: G_т=N_e g_e 10^3 =44,8925610^3=11,492 кг/ч.

е. Литровая мощность двигателя: N_л=N_e/V_л=44,89/1,41=31,84 кВт/л.

1.9. Построение индикаторной диаграммы

Режим двигателя: N_e=44,89 кВт, n=4500 об/мин.

Масштабы диаграммы: хода поршня M_s=0,7 мм в мм, давлений M_p=0,035 МПа в мм.

Величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

АВ=S/M_s=70/0,7=100 мм;

ОА=АВ / (1)=100/(7,51)=15,38 мм.

Масштабная высота диаграммы (т. Z):

P_z/М_р=5,4665/0,035=156,2 мм.

Ординаты характерных точек:

р_а / М_р=0,085/0,035=2,4 мм;

р_с / М_р=1,31/0,035=37,4 мм;

р_b / М_р=0,4395/0,035=12,6 мм;

р_r / М_р=0,118/0,035 =3,4 мм;

р_о / М_р=0,1/0,035=2,9 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а. Политропа сжатия: р_х=р_а(V_а / V_х )ⁿ¹. Отсюда р_х / М_р=(р_а/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ¹ мм,

где ОВ= ОА+АВ=15,38+100=115,38 мм; n₁ 1,3575 .

б. Политропа расширения: р_х = р_b(V_b / V_х)ⁿ². Отсюда р_х / М_р=(p_b/М_р)(ОВ/ОХ)ⁿ² мм,

где ОВ=115,38; n₂=1,251.

Данные расчета точек политроп приведены в табл.1.1.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

р_i^’=F₁M_p/AB=29500,035/100=1,0325 МПа,

где F₁=2950 мм²  площадь диаграммы aczba на рис.1.1.

Величина р_i^’ =1,0325 МПа полученная планиметрированием индикаторной диаграммы очень близка к величине р_i^’=1,0406 МПа полученной в тепловом расчете.

Таблица 1.1.

Фазы газораспределения двигателя:

открытие впускного клапана (точка r^’) 10 до в.м.т.

закрытие впускного клапана (точка a^’’) 46 после н.м.т.

открытие выпускного клапана (точка b^’) 46 до н.м.т.

закрытие выпускного клапана (точка a^’) 10 после в.м.т.

угол опережения зажигания (точка c’) 35 до в.м.т.

В соответствии с фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяем положение точек r’,a'',b',a',c' и f по формуле для перемещения поршня:

AX= ,

где   отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (предварительно принимаем =0,285).

Расчеты ординат точек сведены в табл. 1.2.

Таблица1.2.

Положение точки с’’ определяется из выражения:

p_c’’ =(1,15...1,25)p_c;

p_c’’ =1,251,31=1,638 МПа; p_c’’/М_p=1,638/0,035=46,8 мм.

Действительное давление сгорания:

p_zд=0,85р_z;

p_zд=0,855,4665=4,6465 МПа.

p_zд/М_P=4,6465/0,035=132,8 мм.

1.10.Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом:

Q_o=H_иG_т/3,6;

Q_o=4393011,492/3,6=140234 Дж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе:

Q_е=1000N_е;

Q_е=100044,89=44890 Дж/с.

Теплота , передаваемая охлаждающей среде:

Q_в=c i D^1+2m n^m(H_и-H_и)/(H_и),

где c=0,5  коэффициент пропорциональности для четырехтактного двигателя; m=0,62показатель степени для четырехтактного двигателя; i = 4  число цилиндров; n=4500 об/мин  частота вращения коленвала.

Q_в=0,548^1+2*0,62 4500^0,62(43930-2480,54)/(0,9643930)=38144 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработавшими газами:

Q_г=(G_т/3,6)M₂(mC)+8,315t_r-M₁(mC)+8,315t_o,

где (mC)=25,176 кДж/(кмольград)  теплоемкость остаточных газов,

(mC)=20,775 кДж/(кмоль град)  теплоемкость свежего заряда (для воздуха) определяем по табл.5,71,с.16,18.

Q_г=(11,492/3,6) 0,530725,176+8,3157670,50520,775+8,31520=43071,8 Дж/с.

Теплота, потерянная изза химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.с.= H_иG_т/3,6;

Q_н.с.=2480,5411,492/3,6=7918 Дж/с.

Неучтенные потери теплоты:

Q_ост.= Q₀-( Q_е+ Q_в+ Q_г+ Q_н.с)_.=6210,2

Составляющие теплового баланса представлены в табл.1.3.

Таблица 1.3.

2.ВНЕШНЯЯ СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

ДВИГАТЕЛЯ [1, с.106112]

Эффективная мощность двигателя определяется по формуле:

N_ex=N_e,

где N_e=44,89 кВт ; n_N=4500 об/мин.

Эффективный крутящий момент:

M_ex=310⁴ N_ex/(n_x);

Удельный эффективный расход топлива :

g_ex= g_eN,

где g_eN=256 г/(кВт ч).

Часовой расход топлива:

G_тx= g_ex N_ex10^-3;

Значение  принимаем постоянным (=0,96) на всех скоростных режимах кроме минимального (=0,86).

Коэффициент наполнения:

_vx=p_ex l_o_xg_ex/(3600 _k);

Коэффициент приспосабливаемости:

k=M_{e max}/M_{e N}=118,2/95,3=1,24.

K – коэффициент приспособливаемости, служит для оценки приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки.

Расчеты произведены для всех скоростных режимов двигателя и представлены в табл.2.1.

Таблица 2.1.

По данным табл. 2.1. строим графики зависимости N_e, M_e, p_e, g_e, G_t, _v и  от частоты вращения коленчатого вала двигателя n (рис.2.1.).

3.СРАВНЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПРОЕКТИРУЕМОГО

ДВИГАТЕЛЯ И ПРОТОТИПА

Основные параметры проектируемого двигателя и прототипа представлены в табл.3.1.

Таблица 3.1.

При сравнении показателей двигателей видно, что разрабатываемый двигатель имеет большую мощность и крутящий момент, более высокую частоту вращения коленчатого вала и более экономичен.

4.КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА [1, с.115173]

4.1.Кинематический расчет двигателя

Перемещение поршня рассчитывается по формуле:

S_x =R,

где Rрадиус кривошипа (R=35 мм),   отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (=0,285),

  угол поворота коленчатого вала.

Расчет производится через каждые 10° угла поворота коленчатого вала.

Угловая скорость вращения коленчатого вала:

=n/30=3,144500/30=471 рад/с.

Скорость поршня:

V_п=R(sin+ sin2)=4710,035 (sin+ sin2) м/с.

Ускорение поршня:

j=²R(cos+ cos2)=471²0,0,35(cos+0,285 cos2) м/с².

Результаты расчетов занесены в табл.4.1.

Таблица 4.1.

По данным табл.4.1. строим графики зависимости перемещения, скорости и ускорения поршня от угла поворота коленчатого вала (см. рис.4.1., 4.2., 4.3.).

4.2.Динамический расчет двигателя

4.2.1.Силы давления газов

Используя метод Брикса производим развертывание индикаторной диаграммы по углу поворота коленчатого вала (рис.4.4.). Поправка Брикса: R/(2M_S)=350,285/(21)=4,98 мм,

где M_S=1 мм в мм  масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме (масштаб изменен для удобства).

Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных сил M_P =0,04 МПа в мм; угла поворота кривошипа М_=2° в мм, или М_’=4/ОВ=43,14/360=0,0349 рад в мм, где ОВ длина развернутой индикаторной диаграммы в мм.

По развернутой индикаторной диаграмме через каждые 30° угла поворота кривошипа (на участках резкого изменения давления интервал сокращается до 10°) определяем значение  p_Г и заносим в гр.2 сводной табл.4.2. динамического расчета.

4.2.2.Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

По табл.21 1,с.127 с учетом диаметра цилиндра, отношения S/D и V-образного расположения цилиндров устанавливаем:

а. масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято m’_п=100 кг/м²):

m_п=m’_пF п=1000,005024=0,5024 кг;

б. масса шатуна (для стального кованного шатун принято m’_ш=150 кг/м²):

m_ш= m’_ш F _п=1500,005024=0,7536 кг;

в. масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для чугунного

литого вала принято m’_к=180 кг/м²): m_к= m’_к F _п=1800,005024=0,9043 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная па оси поршневого пальца:

m_шп=0,275m_ш=0,2750,7536=0,207 ­кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

m_шк=0,725m_ш=0,7250,7536=0,546 кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательные движения:

m_j=m_п+m_шп=0,5024+0,207=0,709 кг.

Массы, совершающие вращательное движение:

m_R=m_к+m_шк=0,904+0,546=1,45 кг.

4.2.3.Удельные и полные силы инерции

Из табл.4.1. переносим значения j в гр.3 табл. 4.2. и определяем значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (гр.4):

p_j=jm_j/F_п=j0,70910^6/0,005024=j135,310^6 МПа.

Центробежная сила инерции вращающихся масс:

K_R=m_RR²=1,450,035471²10^3=11,258 кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна:

K_Rш=m_шкR²=0,5460,035471²10^3=4,239 кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

K_Rк=m_кR²=0,9040,035471²10^3=7,019 кН.

4.2.4.Удельные суммарные силы

Удельная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца (гр.5 табл.4.2.): p=p_г+ р_j.

Удельная нормальная сила (гр.7 табл. 4.2.): p_N=ptg,

где значения tg определяем для =0,285 по табл.22 1,с.130 и заносим в гр.6.

Удельная сила, действующая вдоль шатуна (гр.9 табл. 4.2.): p_s=p(1/cos).

Удельная сила, действующая по радиусу кривошипа (гр.11 табл. 4.2.): p_к=pcos(+)/cos.

Удельная тангенциальная сила (гр.13 табл. 4.2.): p_T= psin(+)/cos.

Полная тангенциальная сила (гр.14): T=p_TF_П=p_T0,007389810³.

Таблица 4.2.

По данным табл. 4.2. строим графики изменения удельных сил p_j , p , p_s , p_N , p_K и p_T в зависимости от угла поворота коленчатого вала  (рис. 4.5., 4.6., 4.7, 4.8.).

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

а. по данным теплового расчета:

Т_ср=210⁶РiF_п/()=210⁶10,005024/(3,144)=800 Н

б. по площади, заключенной между кривой Р_Т и осью абцисс (рис. 4.8.):

Р_Тср =(F₁ -F₂)М_р/ОВ=(3493-2073)0,04/360=0,1585

Т_ср= Р_Тср  F_п=0,15850,00502410⁶=795,1 Н

Ошибка: =(800-795,1)/800=0,6 %

4.2.5.Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра (гр.15 табл.4.2.):

М_кр.ц=ТR=T0,04610³ Н м.

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками: θ=720/i=720/4=180°.

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (табл. 4.3.) через каждые 30° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая М_кр (рис. 4.9.).

Таблица 4.3.

Средний крутящий момент двигателя:

по данным теплового расчета:

М_{кр. ср}=М_i=М_е/_м=95,3/0,849=112,2 Н м.

по площади, заключенной под кривой М_кр (рис.4.7.):

М_кр.ср=М_м==111,02 Н м.

Погрешность составит:=100(112,2111,02)/112,2=1,05 %.

Максимальный и минимальный крутящие моменты (рис.4.9.):

М_кр.max= 336,2 Н м; М_кр.min= -137,9 Н м.

4.2.6.Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Для проведения расчета результирующей силы, действующей на шатунную шейку двигателя, составляем табл.4.4.

Суммарная сила, действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа:

Р_к=К+К_Rш=(К4,239) кН, где К=р_кF­_п=р_к0,00502410³ кН.

Результирующую силу R_ш.ш , действующую на шатунную шейку, определяем графическим сложением векторов сил Т и Р_к при построении полярной диаграммы (рис.4.10.). Масштаб сил на полярной диаграмме М_р=0,1 кН в мм. Значения R_ш.ш для различных  заносим в табл.4.4. и по ним строим диаграмму R_Ш.Ш. в прямоугольных координатах (рис.4.11.).

Таблица 4.4.

По развернутой диаграмме R_ш.ш определяем:

R_{ш.ш ср}=FМ_р/ОВ=175000,1/240=8,125 кН,

где ОВдлина диаграммы, Fплощадь под кривой R_ш.ш , мм.

R_{ш.ш max}=11,0,6 кН R_{ш.ш min}=0,45 кН.;

По полярной диаграмме строим диаграмму износа шатунной шейки (рис. 4,12). Сумму сил R_ш.ш ,действующих по каждому лучу диаграммы износа, определяем с помощью табл.4.5.. По данным табл.4.5. в масштабе М_р=25 кН в мм по каждому лучу откладываем величины суммарных сил  R_ш.ш от окружности к центру.

По диаграмме износа определяем положение оси масляного отверстия (_м=67°).

Таблица 4.5.

4.2.7.Силы, действующие на колено вала

Суммарная сила, действующая на колено вала по радиусу кривошипа:

К_Рк=Р_к+К_Rк=Р_к7,019 кН.

Результирующую силу, действующую на колено вала R_к=R_шш+К_Рк, определяем по диаграмме R_ш.ш (рис.4.10.). Векторы из полюса О_к до соответствующих точек на полярной диаграмме в масштабе М_р=0,15 кН в мм выражают силы R_к , значение которых для различных  заносим в табл.4.4.

5. Анализ компьютерного расчета на ЭВМ

При выполнении курсового проекта мы использовали программу расчета на ЭВМ. При ручном расчете получили несколько отличающиеся данные параметров двигателя. Сравнение данных представлены в таблице 5.1. Данные компьютерного расчета представлены в таблицах 5.2., 5.3., 5.4., 5.5., 5.6., 5.7., 5.8., 5.9.

Таблица 5.1.

6. Уравновешивание двигателя

Силы и моменты, действующие в КШМ непрерывно изменяются и если их не уравновешивать, то возникают сотрясения и вибрация двигателя. Уравновешивание сил инерции 1-го и 2-го порядка достигается подбором определенного числа цилиндров, их расположением и выбором соответствующей схемы коленчатого вала. В двигателе силы инерции (P_{j }) первого порядка и центробежные силы (Р_С) взаимно уравновешаны:

 P_{j }=0, Р_С=0.

Силы инерции второго порядка приводятся к равнодействующей в вертикальной плоскости:

 P_{j }=22m_iR² cos2=220,7090,035471²0,285cos2=4437,58cos2

Значения  P_{j } приведены в таблице 6.1.

Порядок работы цилиндров: 1-3-4-2.

Таблица 6.1.

V-образный 4-х цилиндровый двигатель имеет неуравновешанный момент от сил инер-ции 1-го порядка, для уравновешивания которого предусмотрен балансирный механизм и уравновешивающие массы. Равнодействующий момент от сил 1-го порядка действует в горизонтальной плоскости В-В (рис.6.1.), проходящей через ось коленчатого вала.

М_{i 1}=2m_iR² cosa=0,0031cos

Задаваясь из конструктивных соображений величинами  и l определяем m_ур:

m_ур= М_{i 1}/(l)=0,33 кг.

Момент от сил инерции 2-го порядка действуют в горизонтальной плоскости и в следствии его незначительности не учитывается.

М_{i 2}=2m_iR² cosb

Момент от центробежных сил действует во вращающейся плоскости, отстоящей от плоскости 1-го кривошипа на 45⁰.

М_с=2m_RR²  a.

Момент М_с легко уравновесить при помощи противовесов с массой каждого противовеса m_z , расположенных на продолжении щек коленчатого вала.

m_z= 2m_RR²  a/(с)=1,59 кг.

а- расстояние между центрами шатунных шеек,

b- расстояние между центрами тяжести противовесов,

- расстояние центра тяжести противовеса до оси коленчатого вала.

7. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ [1, с.197222, 245261]

7.1. Расчет поршня

На основании данных теплового расчета, скоростной характеристики и динамического расчета получили:

диаметр цилиндра D=80 мм;

ход поршня: S=70 мм;

действительное максимальное давление сгорания: p_Zд=4,647 МПа;

площадь поршня: F_п=50,24 см²;

наибольшая нормальная сила: N_max=0,0015 МН при =450⁰

масса поршневой группы: m_п=0,5024 кг;

частота вращения: n_max =4500 об/мин;

отношение радиуса кривошипа к длине шатуна: =0,285.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, приведенных в табл.50 1,с.206, принимаем:

толщина днища поршня: =6 мм;

высота поршня: H=84 мм;

высота юбки поршня: h_ю=52 мм;

высота верхней части поршня h₁=32 мм;

внутренний диаметр поршня: d_i=60,4 мм;

диаметр бобышки: d_б=32 мм;

расстояние между торцами бобышек: b=32 мм;

расстояние до первой поршневой канавки: e=8 мм;

радиальная толщина кольца: t_К= t_М=3 мм;

радиальный зазор кольца в канавке поршня: t=0,8 мм;

толщина стенки головки поршня: s=6 мм;

толщина стенки юбки поршня: _ю=3 мм;

величина верхней кольцевой перемычки: h_п=4 мм;

число и диаметр масляных каналов в поршне: n_m’=10 и d_m=1 мм.

Схема поршня представлена на рис.7.1.

Материал поршня  алюминиевый сплав, _п=2210^-6_­ 1/К; материал гильзы цилиндра  чугун, _ц=1110^6 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня: _из=p_Zд(r₁/)²,

где r₁=D/2(s+t+t)=80/2(6+3+0,8)=30,2 мм.

_из=4,647(30,2/6)²=117,73 МПа.

Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости, т.к. _из25 Мпа.

Напряжение сжатия в сечении xx :

_сж=P_Zд/F_xx,

где P_zд=p_ZдF_п=4,6470,005024=0,0233 МН;

_сж=0,0233/0,00119=19,56 МПа .

F_xx=(/4)(d_k²d­­_i²)n_m’( d_kd­­_i )d_m/2;

F_xx=((3,14/4)(72,4²60,4²)106))10^-6=0,00119 м².

d_k=D2(t+t);

d_k=802(3+0,8)=72,4 мм.

Напряжение разрыва в сечении xx:

максимальная угловая скорость холостого хода: _{х.х max}=n _{х.х max}/30;

_{х.х max}=3,145300/30=555 рад/с.

масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения xx: m_xx=0,5m_п;

m_xx=0,50,5024=0,2512 кг.

максимальная разрывающая сила: P_j=m_xxR²_{х.х max} (1+)10^6;

P_j=0,25120,035555²(1+0,285)10^-6 =0,00348 МН.

напряжение разрыва: _р=P_j/F_xx;

_р=0,00348/0,00119=2,924 МПа.

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

среза: =0,0314p_ZдD/h_п; =0,03144,64780/3=3,89 МПа.

изгиба: _из=0,0045p_Zд(D/h_п)²; _из=0,00454,647(80/3)²=14,87 МПа.

сложное: _=(_из²+4²); _=(14,87²+43,89²)=16,78 МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

q₁=N_max/(h_юD); q₁=0,2930,005024/(0,0560,080)=0,32 МПа.

q₂=N_max/(HD); q₂=0,2930,005024/(0,0840,080)=0,22 МПа.

Диаметры головки и юбки поршня:

D_г=D_г; D_г=800,56=79,44 мм.

D_ю=D_ю; D_ю=800,16=79,84 мм.

где _г=0,007D=0,00780=0,56 мм; _ю=0,002D; _ю=0,00280=0,16 мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

_г’=D1+_ц(Т_цТ₀)D_г1+_п(Т_гТ₀);

_г’=801+1110^6(450293)79,441+2210^6(650293)=0,074 мм;

_ю’=D1+_ц(Т_цТ₀)D_ю1+_п(Т_юТ₀);

_ю’=801+1110^6(450293)79,841+2210^-6(550293)=0,02 мм,

где Т_ц=450 К, Т_г=650 К, Т_ю=550 К приняты с учетом воздушного охлаждения двигателя [1,с.203];

_ц =1110^6 1/К и _п=2210^61/К коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня.

7.2. Расчет поршневого кольца

Параметры кольца 1,с.206:

радиальная толщина кольца: t=3 мм;

радиальный зазор кольца в канавке поршня: t=0,8 мм;

высота кольца: а=3 мм;

разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и в рабочем состоянии:

А₀=10 мм.

материал кольца: серый чугун, Е=1,010⁵ МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

;

МПа.

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности: p=p_ср_к.

Значения _к для различных углов  приведены на с.213 [1].

Результаты расчетов р представлены в табл.7.1. По данным табл.7.1. строим эпюру давлений компрессионного кольца на стенку цилиндра (рис.7.2.).

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии: _из1=2,61р_ср(D/t1)²;

_из1=2,610,112(80/31)²=192,6 МПа.

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:_из2=,

где m=1,57  коэффициент, зависящий от способа монтажа кольца.

Таблица 7.1.

°	0	30	60	90	120	150	180
к	1,05	1,05	1,14	0,90	0,45	0,67	2,85
р , МПа	0,118	0,118	0,128	0,101	0,05	0,075	0,319

_из2= МПа.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца: _к=_к’+D[_к (Т_кТ₀) _ц (Т_цТ₀)],

где _к’=0,08 мм минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя;

_к =1110^6 1/К и _ц=1110^-6 1/К  коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра; Т_ц=450 К, Т_к=550 К и Т₀=293 К.

_к=0,07+3,1480[1110^-6(550293)1110^-6(450293)]=0,356 мм.

7.3. Расчет поршневого пальца

Параметры поршневого пальца принимаем по табл.50 [1,c.206]:

наружный диаметр пальца: d_п=20 мм;

внутренний диаметр пальца: d_в=14 мм;

длина пальца: l_п=66 мм;

длина втулки шатуна: l_ш=30 мм;

расстояние между торцами бобышек: b=32 мм;

материал поршневого пальца: сталь 15Х, Е=210⁵ МПа.

Палец плавающего типа.

Действительное максимальное давление: p_{z max}=p_Zд=4,647 МПа .

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

газовая: P_{z max}=p_{z max}F_п; P_{z max}=4,6470,005024=0,0233 МН.

инерционная: P_j=m_п²R(1+)10^-6, где  =n _м/30=3,142700/30=282,6 рад/с;

P_j=0,5024282,6²0,035(1+0,285)=0,001805 МН.

расчетная: P=P_{z max}+kP_j, где k=0,8  коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.

P=0,02330,80,001805=0,0219 МН.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна: q_ш=P/(d_пl_ш);

q_ш=0,0219/(0,020,03)=36,5 МПа.

Удельное давление пальца на бобышки: q_б=P/[d_п(l_п-b)];

q_б=0,0219/[0,02(0,0660,032)]=32,21 МПа.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца: _из=,

где =d_в/d_п=14/20=0,7 – отношение внутреннего диаметра кольца к наружному.

_из= МПа.

Касательное напряжение среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

=;

= МПа.

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

d_{п max}=;

d_{п max}=0,0297 мм.

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (рис.7.3. точки 1, =0°):

_{а 0°}=;

_{а 0°}115,45 МПа;

в вертикальной плоскости (рис.7.3. точки 3, =90°):

_{а 90°};

_{а 90°}199,78 МПа.

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (рис.7.3. точки 2, =0°):

_{i 0°};

_{i 0°} 291,14 МПа.

в вертикальной плоскости (рис.7.3. точки 4, =90°):

_{i 90°}=;

_{i 90°}166,18 МПа.

Расчетная схема поршневого пальца приведена на рис. 7.3.

7.4. Расчет коленчатого вала

На основании данных динамического расчета имеем:

центробежная сила инерции вращающихся масс: K_R=11,258 кН;

вал с симметричными коленами и с противовесами, расположенными на концах вала;

радиус кривошипа: R=35 мм.

С учетом соотношений, приведенных в табл.56 [1,с.247], и анализа существующих двигателей, принимаем следующие основные размеры колена вала:

шатунная шейка:

наружный диаметр: d_ш.ш=48 мм;

длина: l_ш.ш=37 мм;

коренная шейка:

наружный диаметр: d_к.ш=50 мм;

длина: l_к.ш=37 мм;

расчетное сечение АА щеки:

ширина: b=80 мм;

толщина: h=20 мм.

Материал вала: сталь 40Г.

Расчетная схема коленчатого вала представлена на рис. 7.4.

По табл.45 [1,с.200] и соотношениям, приведенным в §43 [1,с.197204], определяем:

пределы прочности: _в=700 МПа и текучести (условные) _т=360 МПа и _Т=210 МПа;

пределы усталости (выносливости) при изгибе _1=250 МПа, растяжениисжатии

_1р=180 МПа и кручении _-1=150 МПа;

коэффициенты приведения цикла при изгибе _=0,16 и кручении _=0,04.

По формулам (213)(215) [1,с.198] определяем:

при изгибе: _=_-1/_Т=250/360=0,69 и (_-_)/(1_)=(0,690,16)/(10,69)=1,71;

при кручении: _=_-1/_Т=150/210=0,71 и (_-_)/(1_)=(0,710,04)/(10,71)=2,31;

при растяжении-сжатии: _=_-1р/_Т=180/360=0,5 и (_-_)/(1_)=(0,50,16)/(10,5)=0,68.

Удельное давление на поверхности:

шатунных шеек:

k_ш.ш.ср=R_ш.ш.ср/(d_ш.шl’_ш.ш);

k_ш.ш.ср=812510^6/(0,0310,048)=5,46 МПа.

k_ш.ш.max=R_ш.ш.max/(d_ш.шl’_ш.ш);

k_ш.ш.max=1106010^6/(0,0310,048)=7,43 МПа.

где R_ш.ш.ср=8125 Н и R_ш.ш.max=11060 Н  средняя и максимальная нагрузка на шатунную шейку;

l’_ш.ш.l _ш.ш.2r_гал=3723=31 ммрабочая ширина шатунного вкладыша; r_гал =3 ммрадиус галтели.

Момент сопротивления кручению шатунной шейки: W_{ ш.ш}=(/16)d_ш.ш;

W_{ ш.ш}=(3,14/16)48³10^9=21,710^-6 м³.

Моменты, изгибающие шатунную шейку (табл.7.2.):

M_T=T’₁l/2=(0,5T₁)_­(2l_ш.ш+l_к.ш+3h)/2

Изгибающий момент, действующий на шатунную шейку в плоскости кривошипа:

М_Z=Z’_l/2+Р_пр а Н м;

Z’_=K’_pк +Р’_пр=(-0,5K_pк)Р_пр

Для упрощения расчета Р_пр не учитываем.

М_Z=K’_pl/2 Н м;

Изгибающий момент, действующий в плоскости оси масляного отверстия:

М_м=M_Tsin_мМ_cos_м , где _м=67 °.

Таблица 7.2.

Максимальное и минимальное нормальные напряжения асимметричного цикла шатунной шейки:

_max= М_{ max}/W_{ ш.ш}=149,610^-6/0,00001085=13,73 МПа;

_min= М_{ min}/W_{ ш.ш}=461,510^-6/0,00001085=42,53 МПа,

где W_{ ш.ш}=0,5W_{ ш.ш}=0,521,710^-6=10,8510^-6 м³.

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

_m=(_max+_min)/2=(13,73-42,53)/2=28,8 МПа;

_=(_max _min)/2= (13,73+42,53)/2=28,13 МПа;

_к=_аk_/(_м_п)=28,131,8/(0,761,2)=55,52 МПа,

где k_=1+q(_к1)=1+0,4(3-1)=1,8 коэффициент концентрации напряжений; q=0,4коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений принимаем по данным §43[1,с.197204]; _к=3  теоретический коэффициент концентрации напряжений принимаем по табл.47 [1,с.201]; _м=0,76  масштабный коэффициент определяем по табл.48 [1,с.203] при d_ш.ш=65 мм; _п=1,2  коэффициент поверхностной чувствительности определяем по табл.49 [1,с.203] с учетом закалки шатунных шеек токами высокой частоты на глубину23 мм.

Запас прочности шатунной от нормальных напряжений шейки определяем по пределу усталости (при _m<0): n_=_-1/(_к+__m);

n_=250/(55,52+0,16(28,8))=4,91.

Общий запас прочности шатунной шейки: n_ш.ш= n_n_/( n_²+n_²),

где n_  запас прочности шатунной шейки от касательных напряжений (вследствие отсутствия расчета n_ принимаем n_=3,87)

n_ш.ш=4,913,87/(4,91²+3,87²)=3,04.

8. Расчет элементов системы охлаждения

Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода тепла от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы.

При воздушном охлаждении тепло от стенок цилиндров и головок двигателя отводится обдувающим их воздухом. Интенсивность воздушного охлаждения зависит от количества и температуры охлаждающего воздуха, его скорости, размеров поверхности охлаждения и расположения ребер относительно потока воздуха .

Количество тепла (Дж/с), отводимого от двигателя системой воздушного охлаждения, определяется из уравнения: Q_возд=Т_воздС_возд( Т_{возд вых}- Т_{возд вх})

В расчетах принимают, что от стенок цилиндров отводится 25-40 общего количества тепла Q_возд , остальная часть – от головок двигателя.

Количество охлаждающего воздуха, подаваемого вентилятором, определяется исходя из общей величины отводимого от двигателя тепла Q_возд:

Т_возд= Q_возд/( С_возд( ( Т_{возд вых}- Т_{возд вх}))

Т_возд=48617,47/(1000(363-293))=69,45 кг/с