Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Для малолитражных автомобилей довольно часто используются двигатели с рабочим объемом 1,6 литра, так как при таком объеме удается достичь оптимальных характеристик мощности и крутящего момента для городского автомобиля, не увеличивая при этом теплонапряженность двигателя, и как следствие, увеличивая его ресурс.

Однако с каждым годом возрастание требований к автомобильным двигателям способствует возникновению постоянной необходимости в разработке новых двигателей с улучшенными характеристиками, либо разработки новых систем, позволяющих улучшить параметры уже существующих двигателей без значительной их доработки.

При разработке нового двигателя необходимо учитывать слабые места и конструктивные недостатки двигателя-прототипа, либо двигателей схожей конструкции, для того чтобы учесть возможные ошибки и постараться при проектировании избежать их.



1. Краткое описание двигателя-прототипа

В качестве прототипа выбран двигатель «ВАЗ-21114» обладающий следующими характеристиками.

Таблица 1.1 - Характеристики двигателя «ВАЗ-21114»

Расположение цилиндров	рядное
Количество цилиндров	4
Объем двигателя, куб. см	1598
Диаметр цилиндра, мм	82
Ход поршня, мм	75,6
Номинальная мощность,N КВт при n мин-1	60 при 5400
Степень сжатия	10,3
Количество клапанов	8
Система питания	инжектор
Порядок работы цилиндров	1-3-4-2
Максимальный крутящий момент, М Нм при n мин-1	129 при 3100
Макс. Частота вращения, мин-1	6000
Система охлаждения	жидкостная

Двигатель четырехтактный, с распределенным впрыском топлива, рядный, с верхним расположением распределительного вала. Система охлаждения двигателя - жидкостная, закрытого типа, с принудительной циркуляцией жидкости. Двигатель имеет комбинированную систему смазки: под давлением и разбрызгиванием.

Двигатель 21114, в зависимости от комплектации, может соответствовать экологическим требованиям Евро 2, Евро 3, или Евро 4.

В данном двигателе применяется блок цилиндров 21114-1002011-10. Конструктивно он отличается от блока цилиндров 2110 только высотой. Для увеличения объема потребовалось увеличить высоту блока на 2,3мм.

Крепежные отверстия для крепления головки блока выполнены с резьбой М12 x 1,25 мм. Номинальный диаметр цилиндров - 82 мм.

В двигателе используются поршни от 2110 с глубокими выборками под клапаны, что исключает возможность соприкосновения клапанов с поршнем при обрыве ремня ГРМ.

Головка блока цилиндров получила индекс - «11180». Головка имеет увеличенную камеру сгорания (81мм.х50мм.).

На двигателе ВАЗ-21114 используется фазированный впрыск. Это отличает его от ДВС ВАЗ-2111 с попарно-параллельным впрыском топлива. Поэтому на таких двигателях устанавливается распределительный вал с индексом 2111. В этой модификации, на конце вала, имеется штифт для контроля положения вала датчиком фазы. Шкив 11183-1006020 распределительного вала имеет отличие от шкива ВАЗ-2111. На установленном шкиве метка для установки фаз газораспределения смещена на два градуса, по отношению к метке шкива 2111.

Ресивер двигателя ВАЗ 21114 изготовлен из пластмассы, и отличается формой от модели используемой на двигателе ВАЗ 2111.

В топливной системе двигателя отсутствует возвратная топливная магистраль. Установлена рампа форсунок модели 1118-1144010.

Приемная труба глушителя объединена с каталитическим нейтрализатором (катколлектор).

В системе охлаждения установлен термостат нового образца мод. 1118-1306010.

На двигателе ВАЗ-21114 применяется четырехвыводная катушка зажигания, вместо модуля зажигания, применявшегося на модели ВАЗ-2111.

Электронная система управления двигателем осуществляется контроллером М7.9.7. или «Январь» 7.2.

Рисунок 1.1 - Поперечный разрез двигателя ВАЗ-21114

1 - пробка сливного отверстия; 2 - поддон картера двигателя; 3 - масляный фильтр; 4 - насос охлаждающей жидкости; 5 - катколлектор; 6 - датчик концентрации кислорода; 7 - впускная труба; 8 - топливная форсунка; 9 - топливная рампа; 10 - ресивер; 11 - крышка головки блока цилиндров; 12 - крышка подшипников распределительного вала; 13 - распределительный вал; 14 - нижний шланг вентиляции картера; 15 - регулировочная шайба клапана; 16 - сухари; 17 - толкатель; 18 - пружины клапана; 19 - маслоотражающий колпачок; 20 - направляющая втулка клапана; 21 - клапан; 22 - свеча зажигания; 23 - головка блока цилиндров; 24 - поршень; 25 - компрессионные кольца; 26 - маслосъемное кольцо; 27 - поршневой палец; 28 - блок цилиндров; 29 - шатун; 30 - коленчатый вал; 31 - крышка шатуна; 32 - указатель уровня масла; 33 - маслоприемник.



2. Сравнение двигателя-прототипа с аналогами

Двигатели схожих с прототипом конфигураций очень часто используются в малолитражных автомобилях, так как данная конфигурация позволяет достичь приемлемых динамических характеристик для режима городской езды при сравнительно небольшом расходе топлива. Двигатели с поперечным расположением в передней части автомобиля, при производстве автомобилей с передним приводом позволяют упростить конструкцию трансмиссии и подвески автомобиля и, как следствие уменьшить его стоимость.

При разработке двигателя необходимо учитывать слабые места и конструктивные недостатки двигателя-прототипа для того чтобы учесть возможные ошибки и постараться при проектировании избежать их.

Также следует произвести сравнение двигателя-прототипа с аналогами, для выбора требований к параметрам проектируемого двигателя, которые смогут обеспечить его конкурентоспособность.

Для сравнения выбраны двигатели Renault K7M-710 (Renault Logan 1-го поколения) и Opel X16SZR (Opel Astra 2-го поколения) и Volkswagen EA827 (Volkswagen Passat b4). Основные характеристики двигателей приведены в таблице 2.1.

Как видно из сравнения, данный двигатель уступает по своим параметрам зарубежным аналогам, из чего можно сделать вывод, что разработка нового двигателя на базе прототипа является актуальной задачей, а также можно задать параметры для теплового расчета проектируемого двигателя.

Таблица 2.1 - Характеристики двигателей.

	ВАЗ 21114	Renault K7M 710	Opel X16SZR	Volkswagen EA827
Рабочий объем, л:	1,6	1,6	1,6	1,6
Количество цилиндров:	4	4	4	4
Количество клапанов:	8	8	8	8
Диаметр цилиндра, мм:	82	80.5	79	81
Ход поршня, мм:	75.6	79.5	81.5	77.4
Максимальная мощность, КВт:	60	61	63	75
Максимальный крутящий момент, Н*м:	129	128	138	150



3. Расчет модификации двигателя

3.1 Тепловой расчет

Примем следующие параметры для расчета двигателя:

Эффективная мощность двигателя Nе = 65 кВт при частоте вращения коленчатого вала п = 5600 об/мин.

Двигатель четырехцилиндровый, i = 4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия е = 10,5.

При проведении теплового расчета примем 4 основных скоростных режима:

1) режим минимальной частоты вращения n_min =950 об/мин, обеспечивающий устойчивую работу двигателя;

2) режим максимального крутящего момента при n_М = 3100 об/мин;

3) режим максимальной (номинальной) мощности при n_N = 5600 об/мин;

4) режим максимальной скорости движения автомобиля при n_max = 6000 об/мин;

Топливо и параметры рабочего тела

В соответствии с заданной степенью сжатия е = 10,5 можно использовать бензин марки Премиум-95.

Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива:

С =0,855; Н =0,145 и mт = 115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива:

Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кмоль возд/кг топл.;

= кг возд/кг топл.

Стремление получить двигатель с более высоким КПД, позволяет для двигателя с системой впрыска топлива принять б = 0,98 на основных режимах, а на режиме минимальной частоты вращения б = 0,9.

Количество горючей смеси: М₁= бL₀ + l/m_т;

при п = 950 об/мин

М₁= 0,9 · 0,516+1/115 = 0,4738 кмоль гор. см/кг топл;

при п = 3100, 5600 и 6000 об/мин

M₁ = 0,98 · 0,516+1/115= 0,5152 кмоль гор. см/кг топл.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К=0,5 и принятых скоростных режимах:

при п = 900 об/мин

кмоль СО₂/кг топл;

кмоль СО/кг топл;

кмоль Н₂О/кг топл;

кмоль Н₂/кг топл;

кмоль N₂/кг топл;



при п = 3100, 5600 и 6000 об/мин

кмоль СО₂/кг топл;

кмоль СО/кг топл;

кмоль Н₂О/кг топл;

кмоль Н₂/кг топл;

кмоль N₂/кг топл;

Общее количество продуктов сгорания:

;

при п = 950 об/мин

М₂=0,0569+0,014+0,0653+0,0071+0,339=0,4828 кмоль пр. сг/кг топл.

Проверка:

М₂ = 0,855/12 + 0,145/2 + 0,792 • 0,9 • 0,516 = 0,4828 кмоль пр. сг/кг топл;

при п = 3100, 5600 и 6000 об/мин

М₂ = 0,5129 кмоль пр. сг/кг топл.

Проверка:

М₂ = 0,855/12 + 0,145/2 + 0,792 • 0,9/ • 0,516 = 0,5129 кмоль пр. сг/кг топл.

Параметры окружающей среды и остаточных газов.

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува:

рk=р0=0,1 МПа и Тk=Т0=293 К.

Температра остаточных газов

При постоянном значении степени сжатия е = 10,5 температура остаточных газов практически линейно возрастает с увеличением скоростного режима при б = const, но уменьшается при обогащении смеси. Температура принимается, учитывая, что при п = 950 об/мин б = 0,9, а на остальных режимах б = 0,98. Принятые значения занесены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Температура остаточных газов

п	950	3100	5600	6000	об/мин
Тr	910	1000	1080	1090	МПа

Давление остаточных газов р_r за счет расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускного тракта рассчитываемого двигателя можно получить на номинальном скоростном режиме:

p_rN = 1,18р₀ = 1,18 · 0,1 =0,118 МПа.

Тогда:

A_р = (p_rN - p₀ ·1.035) 10⁸/(₎ = (0,118-0,1·1,035) 10⁸/(5600² * 0,1) = 0,4623;

Р_r = р₀ (1,035 + A_р· 10^-8n²) = 0,1 (1,035+ 0,4973 · 10^-8n²) = 0,1035 + 0,4973·10^-9n².

Значения давления остаточных газов занесены в таблицу 3.2.

Таблица 3.2 - Давление остаточных газов

п	950	3100	5600	6000	об/мин
pr	0,103	0,107	0,118	0,12	МПа

Расчет рабочих процессов:

Температура подогрева свежего заряда

С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается ?Т_N=8°С. Тогда:

;

.

Полученные данные занесены в таблицу 3.3.

Таблица 3.3 - Температура подогрева свежего заряда

п	950	3100	5600	6000	об/мин
?Т	17,17	12,46	7	6,12	°С

Плотность заряда на впуске

,

где R_B = 287 Дж/кг · град -- удельная газовая постоянная для воздуха.

Потери давления на впуске

В соответствии со скоростным режимом двигателя (n = 5600 об/мин) и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять в² + о_вп = 2,5 и щ_вп = 110 м/с.

Тогда

А_n = щ_вп /n_N = 95/5400= 0,01964;

.

Отсюда получим:

при n = 950 об/мин:

?p_б= 2,5 * 0.01964² * 950² * 1,189 Ч10^-6/2 = 0,0005 МПа;

при n = 3100 об/мин: ?p_б= 0,005511 МПа;

при n = 5600 об/мин: ?p_б= 0,0179 МПа;

при n = 6000 об/мин: ?p_б= 0,0206 МПа.

Давление в конце впуска определяется по формуле: р_б= p₀ -- ?p_б , полученные данные заносятся в таблицу 3.4.

Таблица 3.4 - Давление в конце впуска

п	950	3100	5600	6000	об/мин
рб	0,099	0,094	0,082	0,079	МПа

Коэффициент остаточных газов

При определении г_r для двигателя без наддува принимается коэффициент очистки ц_оч = 1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме ц_доз = 1,10. При этом на минимальном скоростном режиме (п = 900 об/мин) ц_доз = 0,95. Тогда

.

При n = 950 об/мин: ;

при n = 3100 об/мин: ;

при n = 5600 об/мин: ;

при n = 6000 об/мин: .

Температура в конце впуска:

При n = 950 об/мин:

К;

при n = 3100 об/мин: К;

при n = 5600 об/мин: К;

при n = 6000 об/мин: К.

Коэффициент наполнения:

.

При n = 950 об/мин:

;

при n = 3100 об/мин: ;

при n = 5600 об/мин:;

при n = 6000 об/мин: .

Процесс сжатия

Средний показатель адиабаты сжатия k₁при е =8,5 и рассчитанных значениях Т_а определяется по графику, а средний показатель политропы сжатия n₁ принимается несколько меньше k₁.

Таблица 3.5 - Параметры процесса сжатия

п	950	3100	5600	6000	об/мин
k1	1,376	1,377	1,377	1,377
Tб	341,3	337,56	336,81	337,35	К
n1	1,370	1,376	1,377	1,377

Давление в конце сжатия: ;

При n = 950 об/мин:

МПа;

при n = 3100 об/мин: МПа;

при n = 5600 об/мин: МПа;

при n = 6000 об/мин: МПа.

Температура в конце сжатия:



;

При n = 950 об/мин:

К;

при n = 3100 об/мин: К;

при n = 5600 об/мин: К;

при n = 6000 об/мин: К;

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси (воздуха) в конце сжатия:

,

где

Таблица 3.6 - Средняя мольная теплоемкость свежей смеси

п	950	3100	5600	6000	об/мин
tc	541,7	546,1	544,3	545,6	°С
	22,02	22,04	22,03	22,04	кДж/(кмоль · град);

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия:

- определяется методом экстраполяции;

при n = 950 об/мин, б = 0,9 и t_c =541 °С

кДж/(кмоль * град);

при n = 3000 об/мин, б = 0,98 и t_c =546 °С

кДж/(кмоль * град);

при n = 5600 об/мин, б = 0,98 и t_c =544 °С

кДж/(кмоль * град);

при n = 6000 об/мин, б = 0,98 и t_c =545°С

кДж/(кмоль * град).

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия:

при n = 950 об/мин:

кДж/(кмоль * град);

при n = 3100 об/мин:

кДж/(кмоль * град);

при n = 5600 об/мин:

кДж/(кмоль * град);

при n = 6000 об/мин:

кДж/(кмоль * град).

Процесс сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси .

При n = 950 об/мин:

м₀=0,4828/0,4738=1,0189;

м=(1,0944+0,05136)/(1+0,05136)=1,0182;

при n = 3000 об/мин: м₀=0,09957; м=0,99587;

при n = 5400 об/мин: м₀=0,09957; м=0,99587;

при n = 6000 об/мин: м₀=0,09957; м=0,99587.

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

?Н_u= 119950(1-- б)L₀.

При n = 950 об/мин:

?Н_u= 119950·(1-- 0,9)·0,516=6199,338 кДж/кг;

при n = 3100, 5600 и 6000 об/мин:

?Н_u= 119950·(1-- 0,98)·0,516=1239,867 кДж/кг.

Теплота сгорания рабочей смеси:

Н_раб.см = (Н_u - ?H_u)/[М₁(1 + г_r)].

При n = 950 об/мин: Н_раб.см = 76573,51 кДж/кмоль раб. см;

при n = 3100 об/мин: Н_раб.см = 79961,94 кДж/кмоль раб. см;

при n = 5600 об/мин: Н_раб.см = 79711,81072 кДж/кмоль раб. см;

при n = 6000 об/мин: Н_раб.см = 79601,07132 кДж/кмоль раб. см.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

При n = 950 об/мин:

= 24,598 + 0,002087t_z кДж/(кмоль•град);

при n = 3100, 5600 и 6000 об/мин:

= 26,446 + 0,002255t_z кДж/(кмоль•град).

Величина коэффициента использования теплоты о_z при п = 5600 и 6000 об/мин в результате значительного догорания топлива в процессе расширения снижается, а при т = 900 об/мин о_z интенсивно уменьшается в связи с увеличением потерь.

Таблица 3.7 - Коэффициент использования теплоты

п	950	3100	5600	6000	об/мин
оz	0,82	0,92	0,91	0,89

Температура в конце видимого процесса сгорания

.

При n = 950 об/мин:

0,82 • 74126 + 21,9374 • 477 = 1,08979 • (24,298 + 0,002033t_z)t_z, или

, откуда

°C;

T_z=t_z+273=2325,910974+273=2732,69 K;

при n = 3100 об/мин : °C; T_z =2920,42 K;

при n = 5600 об/мин : °C; T_z =2890,07 K;

при n = 6000 об/мин : °C; T_z= 2846,33 K.

Максимальное давление сгорания теоретическое:

р_z = p_cмT_z/T_c^.

При n = 950 об/мин: р_z = 8,5157 МПа;

при n = 3100 об/мин: р_z = 8,5479 МПа;

при n = 5600 об/мин: р_z = 7,3585 МПа;

при n = 6000 об/мин: р_z = 7,0008 МПа.

Максимальное давление сгорания действительное: р_zд = 0,85/ р_z;

Таблица 3.8 - Максимальное действительное давление сгорания

п	950	3100	5600	6000	об/мин
рzд	7,238	7,265	6,254	5,950	МПа

Степень повышения давления:

л= р_z /p_c

Таблица 3.9 - Степень повышения давления

п	950	3100	5600	6000	об/мин
л	3,415	3,550	3,521	3,462



Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения k₂ определяется по номограмме при заданном е =10,5 для соответствующих значений б и Т_z, а средний показатель политропы расширения n₂ оценивается по величине среднего показателя адиабаты.

Таблица 3.10 - Параметры процессов расширения и выпуска

п	900	3000	5400	6000	об/мин
б	0,9	0,98	0,98	0,98
Tz	2537	2875	2848	2803	К
k2	1,26	1,251	1,251	1,252
n2	1,26	1,251	1,251	1,252

Давление и температура в конце процесса расширения:

(21) и

При n = 950 об/мин:

р_b= 7,05749/8,5^1,26 = 0,4400 МПа и Т_b= 2599/8,5^{1,26 -1} = 1482,79 К;

при n = 3100 об/мин:

р_b= 0,4511 МПа и Т_b= 1618,55 К;

при n = 5600 об/мин:

р_b= 0,3884 МПа и Т_b= 1601,73К;

при n = 6000 об/мин:

р_b= 0,3686 МПа и Т_b= 1573,78 К.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

.



При n = 950 об/мин:

; ;

при n = 3100 об/мин:

; ;

при n = 5600 об/мин:

; ;

при n = 6000 об/мин:

; ,

где ? -- погрешность расчета. На всех расчетных режимах температура остаточных газов принята верно, так как ошибка не превышает 1,7%.

Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление:

При n = 950 об/мин:

;

при n = 3100 об/мин:;

при n = 5600 об/мин:;

при n = 6000 об/мин: .

Среднее индикаторное давление:

МПа, где коэффициент полноты диаграммы принят ц_и = 0,96;



Таблица 3.11 - Среднее индикаторное давление

п	950	3100	5600	6000	об/мин
pi	0,926	1,155	0,991	0,936	МПа

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива

(26) и

При n = 950 об/мин:

;

г/(кВт·ч);

при n = 3000 об/мин:

; г/(кВт·ч);

При n = 5400 об/мин:

; г/(кВт·ч);

при n = 6000 об/мин:

; г/(кВт·ч).

Эффективные показатели двигателя.

Среднее давление механических потерь для двигателя с числом цилиндров до шести и отношением S/D?1:

Приняв ход поршня S равным 80 мм, получим:

х_п.ср. = Sn/3 · 10⁴ = 80 n/3 ·10⁴ =0,002667n м/с,

р_м = 0,049 + 0,0152 * 0,002667n МПа;

Результаты расчетов занесем в таблицу 3.12

Таблица 3.12 - Среднее давление механических потерь и скорость поршня

п	950	3100	5600	6000	об/мин
хп.ср	2,5	8,2	14,9	16	м/с
рм	0,062	0,127	0,202	0,214	МПа



Среднее эффективное давление и механический КПД определяются по формулам:

;

.

Таблица 3.13 - Среднее эффективное давление и механический КПД

п	950	3100	5600	6000	об/мин
pi	1,02	1,15	0,99	0,93	МПа
pe	0,95	1,12	0,93	0,82	МПа
зм	0,93	0,97	0,94	0,87

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

(31) и ;

Таблица 3.14 - Эффективные КПД и удельный расход топлива

п	950	3100	5600	6000	об/мин
зi	0,29	0,35	0,32	0,31	МПа
зe	0,27	0,34	0,30	0,27	МПа
ge	367,96	274,27	265,28	335,77	г/(кВт·ч)

Для определения основных параметров и показателей двигателя необходимо принять значения для хода поршня и диаметра цилиндра.

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

л;

мм²=50,24 см²;

; ;

Таблица 3.15 - Основные показатели двигателя

п	950	3100	5600	6000	об/мин
pe	0,95	1,12	0,93	0,82	МПа
Ne	11,21	45,82	69,42	66,05	кВт
Me	112,76	141,21	118,43	105,18	Н·м
GT	3,28	10,89	18,411	19,48	кг/ч

3.2 Построение индикаторной диаграммы.

Выполняется построение для номинального режима работы двигателя, т. е. при N_e = 74кВт и n = 5600 об/мин.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня М_s = 1 мм в мм; масштаб давлений М_р = 0,05 МПа в мм.

Приведенные величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

мм; мм

Максимальная высота диаграммы (точка z)

мм;

Ординаты характерных точек:

мм; мм; мм; мм;

мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия . Отсюда

мм,

гдемм.

Таблица 3.16 - Данные для построения политропы сжатия

№ точек	ОВ/ОХ	ОХ мм	политропа сжатия
			(ОВ/ОХ)^1,377	px/Mp, mm	px, Мпа
1	8,5	10,4	19	30,4	1,5
2	8	11	17,5	28	1,4
3	7	12,6	14,5	23,3	1,2
4	5	17,7	9,2	14,6	0,7
5	4	22,1	6,7	10,7	0,5
6	3	29,4	4,5	7,2	0,3
7	2	44,2	2,5	4,1	0,2
8	1,5	58,9	1,7	2,7	0,1
9	1	88,4	1	1,6	0,08

б) политропа расширения .

Отсюда: мм.

Таблица 3.17 - Данные для построения политропы расширения

№ точек	ОВ/ОХ	ОХ мм	px, Мпа	политропа расшрения
				(ОВ/ОХ)^1,251	px/Mp, mm	px, Мпа
1	8,5	10,4	1,5	14,5	111,9	5,5
2	8	11	1,4	13,4	103,8	5,1
3	7	12,6	1,1	11,4	87,8	4,3
4	5	17,6	0,7	7,4	57,6	2,8
5	4	22,1	0,5	5,6	43,6	2,1
6	3	29,4	0,3	3,9	30,4	1,5
7	2	44,2	0,2	2,3	18,3	0,9
8	1,5	58,9	0,1	1,6	12,7	0,6
9	1	88,4	0,08	1	7,7	0,3

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

где л -- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Выбор величины л производится при проведении динамического расчета, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается л = 0,28.

Расчеты координат точек r', а', а", с', f и b' сведены в таблице 3.18

Таблица 3.18 - Координаты дополнительных точек

Обозначение точек	Положение точек			Расстояние точек от в.м.т. (AX), мм
	до в.м.т.	18	0,06	2,5
	после в.м.т.	25	0,1	4,7
	после в.м.т.	120	1,6	64,2
	до в.м.т.	35	0,2	9,1
	до в.м.т.	30	0,1	6,7
	до в.м.т.	125	1,6	66,7

Положение точки определяется по формуле:

МПа;

мм.

Действительное давление сгорания

МПа;

мм.

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

Рисунок 3.1 - Индикаторная диаграмма



3.3 Построение внешней скоростной характеристики двигателя

На основании тепловых расчетов, проведенных для четырех скоростных режимов работы бензиновых двигателей, получены и сведены в таблицу необходимые величины параметров для построения внешних скоростных характеристик.

Таблица 3.19 - Данные для построения внешней скоростной характеристики

Частота вращения коленчатого вала,	Параметры внешней скоростной характеристики
950	11	292	114	3,2	0,88	0,9
3100	46	237	141	10,8	0,91	0,98
5600	69	265	118	18,4	0,85	0,98
6000	66	294	105	19,4	0,82	0,98

Рисунок 3.2 - Внешняя скоростная характеристика



3.4 Тепловой баланс двигателя

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Q₀ = H_uG_т/3,6 = 43930G_т/3,6= 12203 G_т;

Таблица 3.20 - Количество теплоты, введенной в двигатель с топливом

п	950	3100	5600	6000	об/мин
GT	3,28	10,89	18,41	19,48	кг/ч
Q0	40063,2	132953,9	224734,3	237717,2	Дж/с

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с:

Q_e = 1000N_e,

Таблица 3.21 - Теплота, эквивалентная эффективной работе

п	950	3000	5400	6000	об/мин
Qe	11212,4	45820,39	69420,83	66054,15	Дж/с

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Q_в= ciD^l+2mn^m (H_u - ?Н_u)/(бН_u),

где с = 0,5 -- коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей; i -- число цилиндров; D -- диаметр цилиндра, см; n -- частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; m = 0,6 -- показатель степени для четырехтактных двигателей. В расчете принято при n= 950 об/мин, а на всех остальных скоростных режимах -- m = 0,65.

При n = 950 об/мин: Q_в= 9327,9 Дж/с;

при n = 3000 об/мин: Q_в= 26932,3Дж/с;

при n = 5400 об/мин: Q_в= 43125,6 Дж/с;

при n = 6000 об/мин: Q_в= 40567,9 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработанными газами:

.

При n= 950 об/мин: Q_r = 12867,1 Дж/с,

При n= 3100 об/мин: Q_r = 54427,7 Дж/с,

при n= 5400 об/мин: Q_r = 105468,5 Дж/с,

при n= 6000 об/мин: Q_r = 113457,5 Дж/с,

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

Q_н.c = ?Н_uG_т/3,6

При n = 950 об/мин: Q_н.c = 3561,4Дж/с;

при n =3100 об/мин: Q_н.c =212,3 Дж/с;

при n =5600 об/мин: Q_н.c =2141,2 Дж/с;

при n =6000 об/мин: Q_н.c =9709,1 Дж/с;

Неучтенные потери теплоты:

Q_ocт =Q₀-(Q_e+Q_в+Q_r + Q_н.c).

При n = 950 об/мин: Q_ост = 3094,3 Дж/с;

при n = 3100 об/мин: Q_ост = 5561,1Дж/с;

при n =5600 об/мин: Q_ост = 4578,1Дж/с;

при n =6000 об/мин: Q_ост = 7928,4Дж/с.

Для большего удобства построения выразим составляющие теплового баланса в процентах и занесем данный в таблицу 3.22

Таблица 3.22 - Составляющие теплового баланса в процентах

n	950 об/мин	3100 об/мин	5600 об/мин	6000 об/мин
Q0	100 %	100 %	100 %	100 %
Qe	28 %	34 %	30 %	29 %
Qв	23 %	20 %	19 %	17 %
Qr	32 %	41 %	47 %	47 %
Qн.с.	9 %	1 %	2 %	4 %
Qост	8 %	4 %	2 %	3 %

Рисунок 3.3 - Тепловой баланс двигателя



4. Расчет кинематики двигателя

4.1 Перемещение поршня

Перемещение поршня в зависимости от угла поворота кривошипа для двигателей с центральным кривошипно-шатунным механизмом вычисляется по формуле:

.

Произведем расчет перемещения поршня через каждые поворота кривошипа и по результатам выполним построение графика (рисунок 4.1).

, л =0,28.

4.2 Скорость поршня

При перемещении поршня скорость его движения зависит от изменения угла поворота кривошипа и отношения .

Скорость поршня определяется по формуле:

.

Где , л =0,28.

Произведем расчет скорости поршня и построим график (рисунок 4.2).



4.3 Ускорение поршня

Ускорение поршня определяется по формуле:

.

Где , л =0,3123.

Произведем расчет ускорения поршня и построим график (рисунок 4.3).

Рисунок 4.1 - Кривая зависимости перемещения поршня от угла поворота кривошипа



Рисунок 4.2 - Кривая зависимости скорости поршня от угла поворота кривошипа

Рисунок 4.3 - Кривая зависимости ускорения поршня от угла поворота кривошипа



5. Динамический расчёт кривошипно-шатунного механизма двигателя

Рисунок 5.1 - Схема действия газовых и инерционных сил в кривошипно-шатунном механизме

5.1 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

С учетом диаметра цилиндра, отношения S/D, рядного расположения цилиндра и достаточно высокого значения устанавливаются конструктивные массы:

Масса поршневой группы (для поршня принято m_n, = 100 кг/м²)

m_n = m_n*F_п = 100 * 0,005024= 0,5024 кг.

Масса шатуна (для шатуна принято m_ш =150кг/м²)

m_ш= m_ш*F_п = 150 * 0,005024=0,7536кг.

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для вала принято m'_k =140кг/м²)

m_k = m'_K *F_п = 140 * 0,005024=0,70336 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

m_ш.п.=0,275*m_ш = 0,275 * 0,7536= 0,20724 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

m_ш.к.=0.725*m_ш = 0,725 * 0,7536=0,54636 кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

m_j = m_n + m_ш.п.= 0,5024+0,20724=0,70964 кг.

Массы, совершающие вращательное движение:

m_R = m_k + m_ш.к =0,70336+ 0,54636=1,25002 кг.

5.2 Силы давления газов

Индикаторную диаграмму полученную в тепловом расчете, развертывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Поправка Брикса

мм,



M_s - масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.

Масштаб развернутой диаграммы: давлений и удельных сил Мр=0,05 МПа в мм;

По развернутой диаграмме через каждые 5⁰ угла поворота кривошипа определяют значения Дp_г и по результатам выполняется построение графика (рисунок 5.2).

5.3 Удельные и полные силы инерции

Силы инерции, действующие в кривошипно-шатунном механизме, в соответствии с характером движения приведенных масс подразделяют на силы инерции поступательно движущихся масс Р_j и центробежные силы инерции вращающихся масс К_R.

значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (гр.4):

Мпа

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна

К_Rш =-m_ш.к *щ²*R= -0.54636* 0,04* 586,13²* 10^-3 = -7,508 кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа

К_Rк =-m_к щ²R= -0,70336* 0,04* 586,13²* 10^-3 =-9,665 кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс, действующая на кривошип:



K_R = К_Rк + К_Rш = -7,508 +(-9,665)= -17,173 кН.

Произведем расчет сил инерции через каждые 10° поворота кривошипа, по результатам расчета выполняется построение графиков.

Рисунок 5.2 - Зависимость изменения удельных сил от угла поворота кривошипа

Рисунок 5.3 - Зависимость изменения удельной нормальной силы и силы, действующей вдоль шатуна, от угла поворота кривошипа

Рисунок 5.4 - Зависимость изменения удельной силы действующей по радиусу кривошипа и удельной тангенциальной силы от угла поворота кривошипа

Рисунок 5.5 - Зависимость изменения полной тангенциальной силы от угла поворота кривошипа

5.4 Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра:

М_кр.ц =T·R=T·0,04 кН·м



Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя
с равными интервалами между вспышками

И=720/i = 720/4 = 180°.

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (табл. 2.3, приложение 4) через каждые 5° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая М_кр

Средний крутящий момент двигателя:

Н·м;

Рисунок 5.6 - Кривая изменения крутящего момента

5.5 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс: P=P_i+P_j

При проведении динамических расчетов двигателей целесообразно пользоваться не полными, а удельными силами, отнесенными к единице площади поршня. В этом случае удельные суммарные силы определяют путем сложения избыточного давления над поршнем Дp_г, МПа и удельных сил инерции p_j=P_j МН/м²=МПа; p=Дp_г+ p_j,

где

Сила N, Н, действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:

Нормальная сила N считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала направлен противоположно направлению вращения вала двигателя.

От действия силы на шатунную шейку возникают две составляющие силы:

а) сила, направленная по радиусу кривошипа, Н:

б) тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа, Н:



Рисунок 5.7 - Кривая изменения силы, действующей на шатунную шейку

Рисунок 5.8 - Кривая результирующей силы действующей на колено вала



Рисунок 5.9 - Кривые сил, действующих на коренные шейки

Рисунок 5.10 - Кривая изменения набегающего момента

Рисунок 5.11 - Кривые изменения набегающих моментов



Рисунок 5.12 - Кривые изменения набегающих моментов

Рисунок 5.13 - Кривые изменения набегающих моментов



6. Расчет кривошипно-шатунного механизма двигателя

Расчет кривошипно-шатунного механизма включает в себя расчет эелементов поршневой группы, шатунной группы и группы коленчатого вала.

6.1 Расчёт поршневой группы

Наиболее напряженным элементом поршневой группы является поршень (рисунок 6.1), воспринимающий высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основными функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача газовых сил давления с наименьшими потерями кривошипно - шатунному механизму. Поршень представляет собой достаточно сложную деталь как в отношении самой конструкции, так и в отношении технологии и подбора материала при его изготовлении.

Рисунок 6.1 - Схема поршня



Поверочный расчёт элементов поршневой группы осуществляется без учёта переменных нагрузок, величина которых учитывается при установлении соответствующих допускаемых напряжений. Рассчитывают днище, стенку головки, верхнюю кольцевую перемычку, опорную поверхность и юбку поршня.

Расчет поршня

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получено: диаметр цилиндра , ход поршня , действительное максимальное давление сгорания при , площадь поршня , наибольшую нормальную силу при , массу поршневой группы , частоту вращения и .

В соответствии с существующими аналогичными, двигателями и с учетом соотношений принимаем: толщину днища поршня , высоту поршня ; высоту юбки поршня , радиальную толщину компрессионного кольца , радиальный зазор компрессионного кольца в канавке поршня , радиальную толщину маслосъёмного кольца , радиальный зазор маслосъёмного кольца в канавке поршня , толщину стенки головки поршня , величину верхней кольцевой перемычки , число и диаметр масляных отверстий в поршне и . Материал поршня эвтектический алюминиевый сплав с содержанием кремния около 12%, ; материал гильзы цилиндра - серый чугун, .

Напряжение изгиба в днище поршня:

,



Где

Для удовлетворения напряжения изгиба требованиям прочности днище поршня усиляется рёбрами жёсткости.

Напряжение сжатия в сечении :

двигатель теплоемкость малолитражный автомобиль

;

Где ;

;

;

- внутренний диаметр поршня,

- площадь сечения масляного канала;

Напряжение разрыва в сечении :

Максимальная угловая скорость холостого хода

;

Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения :

;

Максимальная разрывающая сила:

;

Напряжение разрыва:

Напряжение в верхней кольцевой перемычке среза:

Напряжение в верхней кольцевой перемычке изгиба:

Напряжение в верхней кольцевой перемычке сложное:

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

Диаметры головки и юбки поршня с учётом монтажных зазоров:

Где ;

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

;

,

Где ; ; ; приняты с учётом жидкостного охлаждения двигателя.

Расчёт поршневого кольца

Материал кольца серый легированный чугун

Средние давление кольца на стенку цилиндра:

Где

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности определяется по формуле:

Где - коэффициент, определяемый по грушевидной форме эпюр

Рисунок 6.2 - Грушевидная эпюра давления компрессионного кольца на зеркало цилиндра

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

Где - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца, при расчёте

Монтажный зазор в замке поршневого кольца:

Где ; ; ; ; и - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра и .

Расчёт поршневого пальца

Действительное максимальное давление сгорания: при , площадь поршня , наружный диаметр пальца , внутренний диаметр пальца , длина пальца , длина головки шатуна , расстояние между торцами бобышек . Материал поршневого пальца - сталь 15Х, . Палец плавающего типа.

Расчётная газовая сила, действующая на поршневой палец:



;

Расчётная инерционная сила, действующая на поршневой палец:

Где

Расчётная сила, действующая на поршневой палец:

- коэффициент учитывающий массу поршневого пальца

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

.

Удельное давление пальца на бобышки:

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

,

Где .

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца в горизонтальной плоскости (точки 1, ):

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца в вертикальной плоскости (точки 3, ):



Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости (точки 2, ):

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца в вертикальной плоскости (точки 4, ):

6.2 Расчёт шатунной группы

Расчетными элементами шатунной группы являются поршневая и кривошипная головки, стержень шатуна и шатунные болты. На рисунке 6.3 приведена расчетная схема шатуна.

Рисунок 6.3 - Расчётная схема шатунной группы

Расчёт поршневой головки шатуна

Действительное максимальное давление сгорания на режиме при , массу поршневой группы , массу шатунной группы , площадь поршня , частоту вращения , ход поршня , и . Из расчёта поршневой группы имеем диаметр пальца , длина головки шатуна . Принимаем наружный диаметр головки ; внутренний диаметр головки , радиальную толщину стенки головки , радиальную толщину стенки втулки .

Материал шатуна - углеродистая сталь 45Г2; , . Материал втулки - бронза; ,

По таблице для углеродистой стали 45Г2:

Предел прочности ; пределы усталости при изгибе и растяжении - сжатии ; предел текучести ; коэффициенты приведения цикла при изгибе и растяжении - сжатии .

По формулам определяем:

При изгибе:

;

При растяжении - сжатии:

;

Расчёт сечения I - I (см. рис. 6.3):

Максимальное напряжение пульсирующего цикла:

Где - масса части головки выше сечения I - I;

;

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

;

.

Где ;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений

- масштабный коэффициент;

- коэффициент поверхностной чувствительности при чистовом обтачивании головки.

Так как ?

То запас прочности в сечении I - I определяется по пределу усталости:

Напряжение от запрессованной втулки:

Суммарный натяг:

Где - натяг посадки бронзовой втулки; - температурный натяг; - средний подогрев головки и втулки;

Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой:

Где - коэффициент Пуассона;

Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки:

Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:

Расчёт сечения А - А на изгиб:

Максимальная сила, растягивающая головку на режиме :



Где ;

Нормальная сила и изгибающий момент в сечении 0 - 0:

Где - угол заделки;

- средний радиус головки;

Нормальная сила и изгибающий момент в расчётном сечении от растягивающей силы:

Напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы:

Где ;

;

;

Где и - площадь сечения головки и втулки.

Суммарная сила, сжимающая головку:

;

Нормальная сила и изгибающий момент в расчётном сечении от сжимающей силы:

Где и определены по таблице.

и

Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:

Максимальное и минимальное напряжение ассиметричного цикла:



;

;

Среднее напряжение и амплитуды напряжения:

;

;

Так как <, то запас прочности в сечении А - А определяем по пределу текучести:

Расчёт кривошипной головки шатуна

Из расчета поршневой головки шатуна имеем: радиус кривошипа ; массу поршневой группы , массу шатунной группы ; угловую частоту вращения ; , диаметр шатунной шейки ; толщину стенки вкладыша ; расстояние между шатунными болтами ; длину кривошипной головки .

Максимальная сила инерции:

,

Где

Момент сопротивления расчетного сечения:

Где - внутренний радиус кривошипной головки шатуна.

Моменты инерции вкладыша и крышки:

;

Напряжение изгиба крышки и вкладыша:

Где .

Расчёт стержня шатуна

Сила, cжимающая шатун, достигает максимального значения в начале рабочего хода при . Из динамического расчета имеем: при ; при ; ; ; ; ; . Из расчётов поршневой и кривошипной головок шатуна: ; ; характеристики прочности материала шатуна углеродистой стали 45Г2.

Площадь и моменты инерции расчётного сечения В - В:

;

;

.

Максимальное напряжение от сжимающей силы:

В плоскости качания шатуна

;

Где ;

;

В плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна

,

Где ;

.

Минимальное напряжение от растягивающей силы:

.

Средние напряжения и амплитуды цикла:

;

;

;

;

;

,

Где ;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений

- масштабный коэффициент по таблице;

- коэффициент поверхностной чувствительности по таблице с учётом поверхностного упрочнения стержня шатуна обдувкой дробью.

Так как ? и ?

То запас прочности в сечении B - B определяется по пределу усталости:

;

;

Расчёт шатунного болта

Из расчёта кривошипной головки имеем: максимальную силу инерции, разрывающую кривошипную головку и шатунные болты: . Принимаем номинальный диаметр болта ; шаг резьбы ; число болтов . Материал сталь 40Х.

По таблице для легированной стали 40Х определяем:

Предел прочности ; усталости при растяжении - сжатии ; предел текучести ; коэффициенты приведения цикла при растяжении - сжатии .

По формулам определяем:

;

.

Сила предварительной затяжки:

.

Суммарная сила, растягивающая болт:

,

Где .

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте:

;

Где

Среднее напряжение и амплитуды цикла:

,

Где

- эффективный коэффициент концентрации напряжений

- теоретический коэффициент концентрации напряжений определяется по таблице;

- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений () по рисунку 1 при и ;

- масштабный коэффициент по таблице, при ; (обкатка роликом)

- коэффициент поверхностной чувствительности по таблице (обкатка роликом)

При статических и переменных нагрузках для пластичных материалов за опасное напряжение принимается предел текучести , если напряжение детали удовлетворяет условию <. Здесь - отношение придела текучести при кручении: ; а - коэффициент привидения асимметричного цикла к равноопасному симметричному при нормальных напряжениях.

Так как <, то запас прочности определяется по пределу текучести:



6.3 Расчёт коленчатого вала двигателя

На основании данных имеем: коленчатый вал полноопорный с симметричными коленами, но с ассиметричным расположением противовесов.

Сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки:; реакция на левой опоре от противовеса ; центробежная сила инерции вращающихся масс ; радиус кривошипа . С учетом соотношений, приведенных в главе 4.1, и анализа существующих двигателей принимаем следующие основные размеры коленчатого вала:

1) коренная шейка - наружный диаметр: , длина ;

2) шатунная шейка - наружный диаметр , длина ;

3) расчетное сечение А-А щеки ширина , толщина . Материал вала - чугун ВЧ 40 - 10.

Пределы прочности: и текучести (условные) и ;

Пределы усталости (выносливости) при изгибе , растяжении - сжатии и кручении ;



Рисунок 6.4 - Схема коленчатого вала и порядок работы двигателя

Коэффициенты приведения цикла при изгибе и кручении .

По формулам определяем:

при изгибе

;

;

при кручении

;

;

Удельное давление на поверхности шатунных шеек:



Где и - средняя и максимальная нагрузки на шатунную шейку; - рабочая ширина шатунного вкладыша; - радиус галтели принят равным 3 мм ;

Удельное давление на поверхности коренных шеек

;

Где - средняя нагрузка на 3-ю коренную шейку, которая является наибольшей; - максимальная нагрузка на 2 - ю коренную шейку, которая является наибольшей; - рабочая ширина коренного вкладыша; - радиус галтели принят равным 3 мм ();

Расчёт коренной шейки.

Набегающие моменты, скручивающие коренные шейки, рассчитаны графическим способом.

Момент сопротивления коренной шейки кручению

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла для наиболее нагруженной 4-й коренной шейки, на которую воздействует крутящий момент, имеющий наибольший размах :

;

.

Среднее напряжение и амплитуды напряжений:

;

Рисунок 6.5 - Кривые набегающих моментов на коренные шейки КВ

Рисунок 6.6 - Кривые набегающих моментов на коренные шейки КВ



Рисунок 6.7 - Кривые набегающих моментов на коренные шейки КВ

Рисунок 6.8 - Кривые набегающих моментов на коренные шейки КВ

;

;



Где - коэффициент концентрации напряжений, определённый по формуле; - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений, определённый по данным в разделе 1.2; - теоретический коэффициент концентрации напряжений, определённый по таблице с учетом наличия в шейке масляного отверстия; - масштабный коэффициент, определенный по таблице при ; - коэффициент поверхностной чувствительности, определенны по таблице с учетом закалки шеек токами высокой частоты на глубину 2 - 3 мм.

Так как ?то запас прочности коренной шейки определяют по пределу усталости:

;

Расчет шатунной шейки коленчатого вала.

Набегающие моменты, скручивающие шатунные шейки, определены графическим способом. Значения взяты по графикам, а - для однопролетного симметричного вала.

Момент сопротивления кручению шатунной шейки

Максимальное и минимальное касательные напряжения знако-перемеменного цикла для наиболее нагруженной 4-й шатунной шейки:



Рисунок 6.9 - Кривые набегающих моментов, скручивающих первую шатунную шейку

Рисунок 6.10 - Кривые набегающих моментов, скручивающих вторую шатунную шейку



Рисунок 6.11 - Кривые набегающих моментов, скручивающих третью шатунную шейку

Рисунок 6.12 - Кривые набегающих моментов, скручивающих четвертую шатунную шейку

;

.

Среднее напряжение и амплитуды напряжений:



;

;

;

Где и определены при расчёте коренной шейки, - масштабный коэффициент, определенный по таблице при ;

Так как ?то запас прочности шатунной шейки от касательных напряжений определяют по пределу усталости:

;

Расчёт моментов, изгибающих шатунную шейку, приведён в таблице 1 где значения и взяты из таблицы.

;

.

Максимальное и минимальное нормальные напряжения ассимитричного цикла шатунной шейки:

;

.



Где

Среднее напряжение и амплитуды напряжений:

;

;

;

Где и ; ; определены при расчёте коренной шейки, - масштабный коэффициент, определенный по таблице при ;

Запас прочности шатунной шейки от нормальных напряжений определяется по пределу усталости (при< 0):

;

Общий запас прочности шатунной шейки

Расчёт щеки коленчатого вала.

Максимальный и минимальный моменты, скручивающие щеку:

Где и определены в динамическом расчете.

Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла щеки:

;

.

Где - момент сопротивления расчётного сечения А - А (см. рис. 6, б) щеки определён при

Среднее напряжение и амплитуды напряжений:

;

;

;

Где - коэффициент концентрации напряжений и ; ; , - масштабный коэффициент, при ; (радиус галтели принят 3 мм) ;

Запас прочности щеки от касательных напряжений определяют по пределу усталости (при):

;

Максимальное и минимальное нормальные напряжения щеки:

;

.

Где:

;

;

;

;

Среднее напряжение и амплитуды напряжений:

;

;

Где и ; ; определены при подсчёте касательных напряжений, - масштабный коэффициент, определенный по таблице при ;

Так как > то запас прочности шейки от нормальных напряжений определяют по пределу усталости:

;



Суммарный запас прочности щек:

6.4 Проверка результатов расчета кривошипно-шатунного механизма

Выполним проверку удовлетворения результатов расчета элементов КШМ условиям прочности:

Напряжение изгиба в днище поршня выходит за пределы допустимых значений, поэтому должно быть усилено рёбрами жёсткости.

Напряжение изгиба поршневого кольца в рабочем состоянии и при надевании кольца на поршень входят в пределы допустимых значений.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна находится в пределе. Удельное давление пальца на бобышки находится в пределе. Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна удовлетворяет условию.

Запас прочности поршневой головки шатуна в сечении А - А , находится в допустимом пределе. Напряжение изгиба крышки и вкладыша головки шатуна в пределе. Запас прочности стержня шатуна в сечении B - B, ; удовлетворяет условию. Запас прочности шатунного болта удовлетворяет условию. Запас прочности коренной шейки в пределе, общий запас прочности шатунной шейки выше предела, суммарный запас прочности щек в пределе.

Исходя из того, что все значения, полученные в расчете кривошипно-шатунного механизма, удовлетворяют условиям прочности, можно сделать вывод, что принятые при проектировании размеры элементов кривошипно-шатунного механизма верны и их можно использовать для дальнейшей разработки двигателя.



7. Расчет тягового усилия автомобиля со спроектированным двигателем

Расчет тягового усилия выполним для спроектированного двигателя при условии установки его на автомобиль «Лада Калина».

Таблица 7.1 - Характеристики КПП

№ передачи	Передаточное число
1	3,636
2	1,950
3	1,357
4	0,941
5	0,784
З.х.	3,5

Статический диаметр d_ст (м) колеса размерностью 175/50 R14 равен 561±1мм, или 0,496±0,001 м

Значения мощности N_e и крутящего момента двигателя M_e при n=1000,2000,3000,4000,5000,6000 мин^-1 определяются, исходя из графика внешней скоростной характеристики, полученного в ходе предыдущих расчетов.

Таблица 7.2 - Зависимость мощности и крутящего момента от частоты вращения коленчатого вала

n,мин-1	Ne ,кВт	Me ,Нм
1000	13	112
2000	27	128
3000	41	134
4000	55	134
5000	65	131
6000	67	110

Тяговое усилие P_k (Н) на ведущих колесах определяется из выражения:

Где r_д - динамический радиус колеса, который в нормальных условиях движения принимается равным r_ст, м;

u_ki - передаточное число используемой передачи;

u₀ =3,937 - передаточное число главной передачи;

M_e - крутящий момент двигателя, Нм;

?_T - КПД трансмиссии.

График силового баланса и все последующие, строятся в функции скорости автомобиля V, км/ч, выраженной из зависимости:

где r_k -радиус качения колеса.

С использованием исходных данных и данных таблицы 1, вычисляются значения V и P_k для каждой из передач КПП.

Таблица 7.3 - Зависимость тягового усилия от скорости движения автомобиля на первой передаче

uk1	n,мин-1	V,км/ч	Pk,Н
2,75	1000	7,3	4858,4
	2000	14,7	5552,4
	3000	22,16	5812,7
	4000	29,5	5812,7
	5000	36,9	5682,5
	6000	44,3	4771,6



Таблица 7.4 - Зависимость тягового усилия от скорости движения автомобиля на второй передаче

uk2	n,мин-1	V ,км/ч	Pk, Н
1,78	1000	13,7	2498,8
	2000	27,5	2907,7
	3000	41,3	2975,8
	4000	55,1	2930,4
	5000	68,8	2862,3
	6000	82,6	2385,2

Таблица 7.5 - Зависимость тягового усилия от скорости движения автомобиля на третьей передаче

uk3	n,мин-1	V ,км/ч	Pk, Н
1,31	1000	19,7	1738,9
	2000	39,5	2023,4
	3000	59,3	2070,9
	4000	79,1	2039,2
	5000	98,9	1991,8
	6000	118,7	1659,8

Таблица 7.6 - Зависимость тягового усилия от скорости движения автомобиля на четвертой передаче

uk4	n,мин-1	V, км/ч	Pk, Н
1.04	1000	28,5	1205,8
	2000	57,1	1403,1
	3000	85,6	1436,1
	4000	114,1	1414,1
	5000	142,7	1381,2
	6000	171,2	1151

Таблица 7.7 - Зависимость тягового усилия от скорости движения автомобиля на пятой передаче