Теория автомобиля и тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания

титул11.doc

Федеральное государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«СИБИРСКИЙ ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Рабочие процессы конструкция и основы энергетических установак.
подпись дата инициалы фамилия

содержание..docx

СФУ ПИ КП-190602.65-806934 ПЗ
Курсовой проект «Теория автомобиля»
Тепловой расчет двигателя .. .
Построение индикаторной диаграммы .
Динамический расчет двигателя .
Расчет основных деталей двигателя ..
Расчет элементов системы смазки
Список использованной литературы .

Контрольная работа.docx

СФУ ПИ КП-190602.65-806934 ПЗ
Тепловой расчет двигателя
Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя ВАЗ 21083
Эффективная мощность кВт Ne = 515
Частота вращения коленчатого вала обмин n = 5750
Двигатель четырехцилиндровый i = 4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа.
В соответствии со степенью сжатия можно использовать бензин марки Премиум-95
Коэффициент избытка воздуха.
На двигателях устанавливают многокамерные карбюраторы обеспечивающих получение почти идеального состава смеси по скоростной характеристики. Возможность применения для рассчитываемого двигателя двухкамерного карбюратора с обогатительной системой и системой холостого хода позволяет получить при соответствующих регулировках как мощностной так и экономичный состав смеси. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания которая достигается при α=085 098 Позволяет принять α=085.
Коэффициент молекулярного изменения смеси.
Отношение объема газа в цилиндрах двигателя в конце сгорания к начальному объему рабочей смеси.
где М1 – количество свежей смеси получившейся из 1 кг топлива кмоль;
М2 – количество продуктов сгорания кмоль;
Мr – количество остаточных газов.
– химический коэффициент молекулярного изменения
γr- коэффициент остаточных газов выбирают по опытным данным.
=047+0017604438+00176
Количество свежей смеси получающейся из 1 кг топлива
где L0 – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива кмоль; оно зависит от химического состава топлива; состав бензинов различных марок примерно одинаков поэтому можно принять L0=0512 кмоль воздуха на 1 кг бензина;
mm – молекулярная масса топлива; для автомобильных бензинов в среднем mm = 115.
При обогащенном составе смеси (α1) топливо сгорает не полностью так как недостаточно кислорода. При этом углерод окисляется частично до углекислого газа СО2 а частично до окиси углерода СО (угарный газ). Водород тоже окисляется не полностью: частично до воды Н2О а частично остается в свободном состоянии Н2. Состав продуктов неполного сгорания кмоль:
M2=MCO2+MCO+MH2O+MH2+MN2
Элементарный состав жидких автомобильных топлив
Массовая доля элемента в топливе
Реакции сгорания топлива показывают что общее количество кмолей компонентов неполного сгорания углерода равно количеству кмолей углекислого
газа при полном окислении углерода а количество кмолей продуктов неполного сгорания водорода равно количеству кмолей воды при полном окислении водорода т. е.
Подставив эти уравнения в формулу для подсчета количества азота в уравнение () получим формулу для определения общего количества продуктов сгорания при неполном сгорании топлива кмоль:
M2=085512+01452+0790512085
Это отработавшие газы оставшиеся от предыдущего цикла. Количество остаточных газов (Mr) подсчитать сложно т. к. оно зависит от многих факторов.
При изучении рабочих процессов двигателей качество очистки цилиндров от отработавших газов оценивают коэффициентом остаточных газов.
Количество остаточных газов и свежей смеси можно брать в расчете на 1 кг топлива.
В тепловом расчете величину коэффициента остаточных газов выбирают по опытным данным. Он имеет значения γr=003-006 у двигателей с искровым зажиганием. При выборе учитываем что величина его снижается с увеличением степени сжатия и возрастает с увеличением частоты вращения коленчатого вала. Принимаем γr=004
Рассчитываемый двигатель
Определяем давление и температуру в конце процесса впуска и коэффициент наполнения.
Тепловой расчет двигателя выполняем для летних условий эксплуатации которые считаются более тяжелыми. Для расчета берем температуру окружающей среды 20 т. е. Т0=293°К; атмосферное давление р0=01 МПа
Давление в конце впуска определяется как разность между атмосферным давлением р0 и потерями на впуске ра МПа:
Потери давления на впуске определяют по уравнению Бернулли Па
где Vвп - скорость потока газа в наименьшем сечении впускной системы. Для расчета можно принять что скорость потока газа 100 – 130 мс для двигателей легковых автомобилей. Более высокое значение берут для двигателей с повышенной частотой вращения коленчатого вала. Принимаем Vвп=100 мс
– коэффициент учитывающий потери от затухания скорости движения заряда при переходе газа из сечения клапана в сечение цилиндра.
вп – коэффициент учитывает гидравлические потери во впускной системе.
+вп=25 .4 принимается по опытным данным для двигателей имеющих лучшую систему впуска берут наименьшие значения.
Принимаем 2+вп=25 при учете качественной обработки внутренних поверхностей.
Плотность воздуха перед впуском подсчитываем для атмосферных условий кгм3
где В – удельная газовая постоянная; для воздуха В=287 Джкгград
Температуру рабочего тела в цилиндре в конце впуска определяют по уравнению °К
Ta=293+20+0049001+004
где T - подогрев заряда на впуске; Величина выбирается по опытным данным для двигателей с искровым зажиганием T=0-20 градусов Ближе к нижнему пределу берут величину подогрева заряда для двигателей с повышенной частотой вращения коленчатого вала. Принимаем T=20 градусов.
Тr – температура остаточных газов; Для расчета расчета ее с достаточной точностью выбирают по опытным данным для двигателей с искровым зажиганием Тr=900 – 1000 °К; при этом учитываем что с увеличением частоты вращения коленчатого вала она возрастает а с увеличением степени сжатия она снижается. Принимаем Тr=900°К.
Коэффициент наполнения
v=990085-010501(99-1)293293+20
где pr – давление остаточных газов
Параметры конца процесса впуска
Определяем параметры состояния рабочего тела в цилиндрах двигателя в конце процесса сжатия.
Давление в конце процесса сжатия
Температура в конце процесса сжатия
где – средний показатель политропы сжатия; Величина зависит от многих факторов и устанавливается экспериментально. у современных автомобильных двигателей с искровым зажиганием n1=136 – 139 Принимаем n1=136.
Параметры конца процесса сжатия
В расчете используем уравнение сгорания определяя температуру рабочего тела в цилиндрах двигателя в конце процесса сгорания:
+Hu-HuM1(1+γ r)+mcvTc=mcv"Tz
0+44000-92121604438(1+004)+114120810-3 7643=8729100710-3
где Hu - низшая теплота сгорания топлива; для бензина Hu= 44000 кДжкг
– коэффициент использования теплоты; по опытным данным для двигателей с искровым зажиганием на номинальном режиме =090 – 095 принимаем =090
Hu потери теплоты из – за неполного сгорания при работе двигателя на обогащенных смесях (α1)
Hu=119950(1-085)0512
mcv – средняя мольная теплоемкость рабочей смеси при постоянном объеме. количество остаточных газов не велико поэтому в качестве теплоемкости рабочей смеси берут теплоемкость воздуха кДж(кмоль град)
mсv=206+263810-3(Tc-273)
mсv=206+263810-3(7649-273)
mcv" и mcp" - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме и при постоянном давлении кДж(кмоль град)
mcv"=24656+000208(Tz-273)
mcp"=32475+000191(Tz-273)
Давление газов в конце сгорания МПа
Степень повышения давления при сгорании
Действительное давление конца сгорания МПа
Параметры процесса сгорания
Определяем параметры газа в конце расширения.
Давления газа в конце расширения МПа
Температура газа в конце расширения °К
где n2 – средний показатель политропы расширения; выбирают по опытным данным для двигателей с искровым зажиганием n2=125 – 130. При выборе учитываем что показатель политропы расширения возрастает при увеличении степени сжатия и понижении температуры конца сгорания. Принимаем n2= 125
Параметра процесса расширения
Индикаторные показатели рабочего цикла
Среднее индикаторное давление
Определяем расчетное среднее индикаторное давление
pi'=pc-1λсгn2-11-1n2-1-1n1-11-1n2-1
pi'=1999-1405125-11-199125-1-1136-11-199136-1
Определяем действительное среднее индикаторное давление
Индикаторный коэффициент полезного действия
i=1031108514964400007612
γ0 – плотность заряда на впуске кгм3
Индикаторный удельный расход топлива
Эффективные показатели двигателя
Среднее эффективное давление
Среднее давление механических потерь (рм) рассчитываем по средней скорости поршня Vn мс
Механический к. п. д.
Эффективный к. п. д.
Эффективный удельный расход топлива
Определяем основные размеры двигателя:
где Vh - рабочий объем цилиндра дм3
SD – отношение хода поршня к диаметру цилиндра. Её выбираем по опытным данным ориентируясь на двигатель прототип
где – тактность; для четырехтактного двигателя =4;
Правильность выбранного отношения SD и полученого хода поршня S проверяем по средней скорости поршня мс.
Сравниваем это значения средней скорости со скоростью поршня двигателя протатипа и принятой при определении механических потерь находим отклонение %.
Полученные при окончательном расчете значения диаметра цилиндра и хода поршня округляем до целого числа миллиметров в большую сторону:
Основные технические данные двигателей
Номинальная мощность
Частота вращения при номинальной мощности
Средняя скорость поршня в номинальном режиме
Среднее эффективное давление на номинальном режиме
Номинальный крутящий момент
Удельный расход топлива на номинальном режиме
Основные показатели двигателя:
Литраж двигателя дм3
Эффективная мощность кВт
Часовой расход топлива на номинальном режиме работы кгч
Построение индикаторной диаграммы
Индикаторную диаграмму строим в координатах p – V
Строим расчетную диаграмму на которой процесс сгорания заменен процессом подвода тепла при постоянном давлении.
Для удобства построения диаграммы ось абсцисс размечаем в линейных единицах (мм) перемещения поршня Sx. При работе двигателя площадь поршня остается постоянной следовательно перемещение поршня изменяется прямо пропорционального изменению объема цилиндра Vx.
На оси абсцисс от начала координат откладываем отрезки Sc и Sa соответствующие положениям верхней и нижней мертвых точках мм
где S – ход поршня мм
ms – масштаб перемещения поршня мм перемещения на 1 мм графика;
Масштаб перемещения поршня берем кратный ходу поршня:
Масштаб давлений принимаем 005
Результаты расчетов давлений сжатия и расширения
Расчет динамики двигателя.
Силы давления газов.
Индикаторную диаграмму полученную в тепловом расчете
развертываем по углу поворота кривошипа по методу Брикса.
где масштаб перемещения поршня по индикаторной диаграмме
Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных
сил Mp=005 МПа в мм; полных сил Mp=MpFп =005000515=000026
Угла поворота кривошипа Mφ=3°
где ОВ длинна развернутой индикаторной диаграммы
По развернутой диаграмме через каждые 10 угла поворота
кривошипа определяем значения pг
Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма
масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава
принято mп'=142 кгм2)
масса шатуна (для стального кованого шатуна принято mш'=185 кгм2)
масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов
(для литого чугунного вала принято mк'=195 кгм2)
Масса шатуна сосредоточенная на оси поршневого пальца:
Масса шатуна сосредоточенная на оси кривошипа:
Массы. совершающие возвратно поступательное движение
Массы совершающие вращательное движение:
Удельные и полные силы инерции
Удельная сила инерции возвратно – поступательно движущихся масс
Угловая скорость вращения колен вала радс
Центробежная сила инерции вращающихся масс
Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна
Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа
Удельные суммарные силы
Удельная сила МПа сосредоточенная на оси поршневого пальца
Удельная нормальная сила МПа
Удельная сила МПа действующая вдоль шатуна
Удельная сила МПа действующая по радиусу кривошипа
Удельная и полная тангенциальные силы МПа и кН
Крутящий момент от одного цилиндра
Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя
По полученным данным строим кривую в масштабе =10 Нм в мм
Средний крутящий момент
Расчет основных деталей двигателя
На основании данных расчетов (теплового скоростной характеристики
и динамического) получили:
Диаметр цилиндра . D=81
Действительное максимальное давление сгорания . pzд=67
Площадь поршня см2 . .. Fп=515
Наибольшую нормальную силу при φ=540 МН . .. Nmax=00083
Массу поршневой группы .. . mп = 073
Частоту вращения .. . nx.x max=6000
Частоту вращения . nn=5750
В соответствии с существующими аналогичными
двигателями и с учетом соотношений принимаем:
Толщину днища поршня . ..=756
Высоту поршня H =672
Высоту юбки поршня hю=504
Радиальную толщину кольца . .t=336
Радиальный зазор кольца в канавке поршня . t=09
Толщину стенки головки поршня .. .. s=42
Величину верхней кольцевой перемычки .. hп=336
Число масляных каналов в поршне .. nм'=8
Диаметр масляных каналов в поршне .. dм=09
Материал поршня – алюминиевый сплав . .. п=2210-6
Материал гильзы цилиндра – чугун . .. ц=1110-6
Наружный диаметр пальца . dп=1848
Внутренний диаметр пальца . .. . dв =12
Длину пальца . .. . . lп =672
Длину втулки шатуна . .. . lш =336
Расстояние между торцами бобышек . .. b =336
Материал поршневого пальца – сталь
Палец плавающего типа
Внутренний диаметр головки шатуна . d=2125
Наружный диаметр головки шатуна . . .dг=2763
Радиальную толщину стенки втулки . . sв=128
Радиальную толщину стенки головки . . . hг=3
Размеры сечения стержня шатуна
Материал шатуна углеродистая сталь 45Г2 .Еш=22105
Предел прочности . . . в=800
при изгибе . . -1=350
при растяжении -1p=210
Предел текучести T=420
Коэффициенты приведения цикла:
Расчет поршня двигателя
Напряжение изгиба в днище поршня
Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости
Напряжение сжатия в сечении х – х
Fx-x=314475482-67082-837810-6
Напряжения разрыва в сечении х – х
максимальная угловая скорость
масса головки поршня с кольцами расположенными выше сечения х – х
максимальная разрывающая сила
Pj=mx-xRx-.x max(1+λ)
Pj=0288003656282(1+0276)10-6
Удельное давление поршня на стенку цилиндра:
Расчет поршневого пальца двигателя
Удельное давление поршневого пальца на втулку поршневой головки шатуна
Удельное давление поршневого пальца на бобышки
qш=004220018(0067-0033)
Расчетная сила действующая на поршневой палец:
Pj=-0276607067200365(1+0276)
Расчет поршневой головки шатуна
Максимальное напряжение пульсирующего цикла МПа
max=mп+mв.гx-x max2R(cosφ+λcos2φ)2hгlш
max=0586+0986628200365(1+λ)2425336
где mв.г=006mш кг масса части головки шатуна
Среднее напряжение и амплитуда напряжений
где k=1272 эффективный коэффициент концентрации напряжения
м=085 масштабный коэффициент
п=09 коэффициент поверхностной чувствительности
Расчет стержня шатуна двигателя
Площадь и моменты инерции расчетного сечения
Fср=hшbш-bш-aш(hш-2tш)
Fср=1797168-168-3(1797-23)
Jx=bшhш3-bш-aшhш-2tш312
Jx=16817973-168-31797-23312
Jy=hшbш3-hш-2tшbш-aш312
Jy=17971683-1797-23168-3312
Максимальное напряжение от сжимающей силы:
в плоскости качения шатуна МПа
maxx=1143830810613671
Kx=1+8001262462314222105615171113671
в плоскости перпендикулярной плоскости качения шатуна МПа
maxy=1002830810613671
Ky=1+8009162123142221054447909213671
L1=132246-(2125+60)2
где d1 =60 диаметр кривошипной головки шатуна
Минимальное напряжение от растягивающей силы МПа
Среднее напряжения и амплитуды цикла МПа
м=085 масштабный коэффициент (учитывающий сечения шатуна)
п=12 коэффициент определен с учетом поверхностного
Запасы прочности определяем по пределу текучести
nтy=420(104357-2279)
Расчет элементов смазочной системы
Масляной насос служит для подачи масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя. По конструктивному исполнению масляные насосы делятся на винтовые и шестеренчатые. Шестеренчатые насосы отличаются простотой устройства компактностью надежностью в работе и являются наиболее распространенными в автомобильных и тракторных двигателях.
Масляная система обеспечивает смазку деталей двигателя в целях уменьшения трения предотвращения коррозии удаления продуктов износа и частичное охлаждение его отдельных узлов. В зависимости от типа и конструкции двигателя применяются различные системы смазки: разбрызгиванием под давлением и комбинированная. Большинство автомобилей имеют комбинированную систему смазки.
Расчет масляного насоса.
Расчет масляного насоса состоит в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе.
Количество тепла отводимого маслом от двигателя:
Общее количество тепла выделяемого топливом за 1 с:
Где Hu выражено кДжКг Gt - в кгч
Q0=44000*001783600=0217
Qм=020*0217=0000434=43кДж
Циркуляционный расход масла (мс3)при заданной величине Qм
Vц=Qм(рм * см *Тм ).
рм- плотность масла рм=900кгм3.
см - средняя теплоемкость масла см=2094 кДж(кг*К)
Тм - температура нагрева масла в двигатели (К)
Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла обычно увеличивается в 2 раза:
В связи с утечками масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его определяют с учетом коэффициента подачи
D0 - диаметр начальной окружности шестерни(м)
h – высота зуба(м)=2m=2*45=9.0мм=0009м
z- количество зубьев z=11
m – модуль зацепления m=45мм=00045м
Диаметр внешней окружности шестерни.D
Частота вращения шестерни.
uн- окружная скорость на внешнем диаметре шестерни uн=636мс
Длинна зуба шестерни.
b=60*0.000652*3.140.00452*11*2085
Мощность затрачиваемая на привод масленого насоса.
Рабочее давление масла в системе р=40*104Па
Nн=000065*40*104087*103

введение.docx

СФУ ПИ КП-190602.65-806934 ПЗ
Карбюраторные двигатели прошли длительный путь развития и достигли высокого совершенства. Однако перед конструкторами и эксплуатационниками стоит задача — обеспечить дальнейший существенный рост экономичности этих двигателей.
Для этого необходимо сокращение энергозатрат и уменьшение трудозатрат на их изготовление техническое обслуживание и ремонт снижение расхода металла эксплуатационных материалов; облегчение условий труда персонала и управления двигателями; улучшение их экологических характеристик. Достижение более совершенных показателей возможно на основе применения прогрессивных конструктивных схем рабочих процессов конструкций систем узлов и деталей.
Максимальный относительный к.п.д. характеризующий степень совершенства действительного цикла достигает у двигателей грузовых автомобилей на режимах близких к полным нагрузкам значений порядка 084—087. Это указывает на то что дальнейшее улучшение рабочих процессов не может быть существенным если не увеличивать степень сжатия двигателя.
Повышение степени сжатия является эффективным средством улучшения топливной экономичности карбюраторных двигателей на всех режимах работы. Однако этот путь требует или повышения октанового числа бензина или снижения требований двигателя к антидетонационным качествам бензина. В связи с известными проблемами обеспечения поршневых д.в.с. жидкими топливами нефтяного происхождения дальнейшее повышение октанового числа бензина маловероятно.Поэтому активно разрабатываются различные способы снижения требований двигателя к антидетонационным качествам бензина. Одним из таких способов является использование винтовых впускных каналов в новых карбюраторных двигателях ранее нашедших применение в дизелях. Интенсивное вращательное движение заряда в цилиндрах создаваемое канала- ми в процессе впуска приводит к заметному увеличению скорости сгорания и способствует благодаря этому уменьшению опасности возникновения детонации так как сокращается время в течение которого в последних порциях заряда развиваются очаги самовоспламенения. Переход к винтовым впускным каналам позволяет без изменения октанового числа бензина увеличить степень сжатия двигателя в результате чего эксплуатационная экономичность двигателя улучшается на 3—4%.
Большие перспективы в направлении повышения топливной экономичности карбюраторных двигателей имеет применение электроники в системах питания и зажигания. Применение электроники позволяет повысить мощность искрового разряда а при необходимости и изменять ее в зависимости от режима работы двигателя. Внедрение микропроцессорных систем зажигания улучшает топливную экономичность карбюраторных двигателей на 3—5%.
Еще больший эффект микропроцессорная техника дает в системах питания — карбюраторных или с впрыскиванием бензина — поскольку она позволяет регулировать состав смеси не только в зависимости от скоростного и нагрузочного режимов но также и в зависимости от теплового состояния двигателя. В отличие от традиционных карбюраторов системы питания с электронным управлением позволяют обеспечить оптимальный состав смеси во всем диапазоне режимов двигателя.
Применение микропроцессорной техники в системе питания обеспечивает экономию топлива в эксплуатационных условиях до 6—8%. Однако микропроцессорные системы работают по "жестким" программам и не могут автоматически изменять их например по мере изменения технического состояния двигателя (износ деталей регулировка зазоров и т. д.) а также при изменении антидетонационных свойств бензина. В дальнейшем по мере развития электроники можно ожидать перехода к системам с автоматической адаптацией которые сами изменяют программу дозирования смеси (или угол опережения зажигания) в зависимости от всего комплекса влияющих факторов.
В качестве оптимизируемого параметра для этих систем могут быть приняты различные показатели двигателя: топливная экономичность токсичность отработавших газов характер загрузки двигателя. Если например в качестве оптимизируемого параметра выбрана топливная экономичность то адаптивная система на любом режиме и в любой момент времени должна обеспечить работу двигателя с максимально возможным значением эффективного к.п.д.
На основе исходых данных в настоящем курсовом проекте проводится тепловой расчет двигателя в результате которого определяются основные энергетические экономические и конструктивные параметры двигателя. По результатам теплового расчета производится построение индикаторной диаграммы выполняется динамический кинематический и прочностной расчеты.

Чертежи.frw

литература..docx

СФУ ПИ КП-190602.65-806934 ПЗ
Колчин А.И. Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов А.И. Колчин. – М. : Высш. шк. 2008. – 496 с.: ил.
Черноусов В.Н. Автомобильные двигатели. Тепловой кинематический динамический расчеты: учеб. пособие В.Н. Черноусов. – К. : ИПЦ КГТУ 2004. – 120с.
Б. А. Шароглазов М. Ф. Двигатели внутреннего сгорания: Теория моделирование и расчет процессов.
Д. Н. Вырубов В. И. Ивин Двигатели внутреннего сгорания теория поршневых и комбинированных двигателей М. Машиностроение 1983
Руководство по эксплуатации автомобилей семейства Лада и его модификации М.2002г.
Интернет источник. Сайт автомобиля Ваз 2108 и его модификаций.

Пояснительная записка.docx

СФУ ПИ КП-190602.65-806935 ПЗ
Курсовой проект «Теория автомобиля»
Тепловой расчет двигателя .. .4
Построение индикаторной диаграммы .19
Динамический расчет двигателя . 22
Расчет основных деталей двигателя ..32
Расчет элементов системы охлаждения 42
Список использованной литературы . ..46
Основой любого транспортного средства в том числе наземного является силовая установка – ДВИГАТЕЛЬ преобразующий различные виды энергии в механическую работу.
Первый поршневой тепловой двигатель был изобретен французским инженером Ленуаром в 1860году. Цикл работы этого двигателя не имел сжатия был несовершенен поэтому он уступал по показателям даже паровым машинам того времени. В 1870 году немецкий механик Н. Отто создал четырехтактный газовый двигатель который является прообразам современных карбюраторных двигателей.
Транспортное двигателестроение в нашей стране стало бурно развиваться в тридцатые сороковые годы ХХ столетия.
В области развития и совершенствования автомобильных двигателей основными задачами являются: расширение использования дизелей снижение топливной экономичности и удельной массы двигателя стоимости их производства и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится борьба с токсичными выбросами двигателей в атмосферу а также задачи по снижению шума и вибрации в процессе их эксплуатации. Значительно больше внимания уделяется использованию электронно-вычислительных машин при расчетах и испытаниях двигателей. В настоящее время вычислительная техника широко используется на моторостроительных заводах в научно-исследовательских центрах конструкторских и ремонтных организациях а также в высших учебных заведениях.
С каждым годом растет число моделей и модификаций автотракторных двигателей но единой общепринятой системы их классификации пока так и не было создано.
Поршневые тепловые двигатели занимают первое место как в количественном отношении так и по вырабатываемой суммарной мощности. Улучшение их показателей требует усложнения конструкции применения новых конструкционных материалов альтернативных топлив использование микропроцессорной техники для управления системами двигателя и транспортного средства
Тепловой расчет двигателя
Произвести расчет четырехтактного карбюраторного двигателя ВАЗ 21083
Эффективная мощность кВт Ne = 60
Частота вращения коленчатого вала обмин n = 5800
Двигатель четырехцилиндровый i = 4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа.
В соответствии со степенью сжатия можно использовать бензин марки Премиум-95
Коэффициент избытка воздуха.
На двигателях устанавливают многокамерные карбюраторы обеспечивающих получение почти идеального состава смеси по скоростной характеристики. Возможность применения для рассчитываемого двигателя двухкамерного карбюратора с обогатительной системой и системой холостого хода позволяет получить при соответствующих регулировках как мощностной так и экономичный состав смеси. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания которая достигается при α=095 098 Позволяет принять α=096.
Коэффициент молекулярного изменения смеси.
Отношение объема газа в цилиндрах двигателя в конце сгорания к начальному объему рабочей смеси.
где М1 – количество свежей смеси получившейся из 1 кг топлива кмоль;
М2 – количество продуктов сгорания кмоль;
Мr – количество остаточных газов.
– химический коэффициент молекулярного изменения
γr- коэффициент остаточных газов выбирают по опытным данным.
СФУ ПИ КП-190602.65-807028 ПЗ
Количество свежей смеси получающейся из 1 кг топлива
где L0 – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива кмоль; оно зависит от химического состава топлива; состав бензинов различных марок примерно одинаков поэтому можно принять L0=0512 кмоль воздуха на 1 кг бензина;
mm – молекулярная масса топлива; для автомобильных бензинов в среднем mm = 115.
При обогащенном составе смеси (α1) топливо сгорает не полностью так как недостаточно кислорода. При этом углерод окисляется частично до углекислого газа СО2 а частично до окиси углерода СО (угарный газ). Водород тоже окисляется не полностью: частично до воды Н2О а частично остается в свободном состоянии Н2. Состав продуктов неполного сгорания кмоль:
M2=MCO2+MCO+MH2O+MH2+MN2
Элементарный состав жидких автомобильных топлив
Массовая доля элемента в топливе
Реакции сгорания топлива показывают что общее количество кмолей компонентов неполного сгорания углерода равно количеству кмолей углекислого
газа при полном окислении углерода а количество кмолей продуктов неполного сгорания водорода равно количеству кмолей воды при полном окислении водорода т. е.
Подставив эти уравнения в формулу для подсчета количества азота в уравнение () получим формулу для определения общего количества продуктов сгорания при неполном сгорании топлива кмоль:
M2=085512+01452+0790512096
Это отработавшие газы оставшиеся от предыдущего цикла. Количество остаточных газов (Mr) подсчитать сложно т. к. оно зависит от многих факторов.
При изучении рабочих процессов двигателей качество очистки цилиндров от отработавших газов оценивают коэффициентом остаточных газов.
Количество остаточных газов и свежей смеси можно брать в расчете на 1 кг топлива.
В тепловом расчете величину коэффициента остаточных газов выбирают по опытным данным. Он имеет значения γr=003-006 у двигателей с искровым зажиганием. При выборе учитываем что величина его снижается с увеличением степени сжатия и возрастает с увеличением частоты вращения коленчатого вала. Принимаем γr=004
Рассчитываемый двигатель
Определяем давление и температуру в конце процесса впуска и коэффициент наполнения.
Тепловой расчет двигателя выполняем для летних условий эксплуатации которые считаются более тяжелыми. Для расчета берем температуру окружающей среды 20 т. е. Т0=293°К; атмосферное давление р0=01 МПа
Давление в конце впуска определяется как разность между атмосферным давлением р0 и потерями на впуске ра МПа:
Потери давления на впуске определяют по уравнению Бернулли Па
где Vвп - скорость потока газа в наименьшем сечении впускной системы. Для расчета можно принять что скорость потока газа 100 – 130 мс для двигателей легковых автомобилей. Более высокое значение берут для двигателей с повышенной частотой вращения коленчатого вала. Принимаем Vвп=105 мс
– коэффициент учитывающий потери от затухания скорости движения заряда при переходе газа из сечения клапана в сечение цилиндра.
вп – коэффициент учитывает гидравлические потери во впускной системе.
+вп=25 .4 принимается по опытным данным для двигателей имеющих лучшую систему впуска берут наименьшие значения.
Принимаем 2+вп=28 при учете качественной обработки внутренних поверхностей.
Плотность воздуха перед впуском подсчитываем для атмосферных условий кгм3
где В – удельная газовая постоянная; для воздуха В=287 Джкгград
Температуру рабочего тела в цилиндре в конце впуска определяют по уравнению °К
Ta=293+10+0049501+004
где T - подогрев заряда на впуске; Величина выбирается по опытным данным для двигателей с искровым зажиганием T=0-20 градусов Ближе к нижнему пределу берут величину подогрева заряда для двигателей с повышенной частотой вращения коленчатого вала. Принимаем T=10 градусов.
Тr – температура остаточных газов; Для расчета расчета ее с достаточной точностью выбирают по опытным данным для двигателей с искровым зажиганием Тr=900 – 1000 °К; при этом учитываем что с увеличением частоты вращения коленчатого вала она возрастает а с увеличением степени сжатия она снижается. Принимаем Тr=950°К.
Коэффициент наполнения
v=990082-011801(99-1)293293+10
где pr – давление остаточных газов
Параметры конца процесса впуска
Определяем параметры состояния рабочего тела в цилиндрах двигателя в конце процесса сжатия.
Давление в конце процесса сжатия
Температура в конце процесса сжатия
где – средний показатель политропы сжатия; Величина зависит от многих факторов и устанавливается экспериментально. у современных автомобильных двигателей с искровым зажиганием n1=136 – 139 Принимаем n1=136.
Параметры конца процесса сжатия
В расчете используем уравнение сгорания определяя температуру рабочего тела в цилиндрах двигателя в конце процесса сгорания:
+Hu-HuM1(1+γ r)+mcvTc=mcv"Tz
0+44000-24565670501(1+004)+21863751897=mcv"Tz
mcv"Tz=24656+000208(Tz-273)Tz
mcv"Tz=24656Tz+000208Tz2-000208273Tz
mcv"Tz=000208Tz2+(24656-000208273) Tz
725828=000208Tz2+(24656-000208273) Tz
725828106=000208Tz2+(24656-000208273) Tz
760215=000208Tz2+24088 Tz
Получаем квадратное уравнение находим его корни
0208Tz2+24088 Tz-82760215=0
где Hu - низшая теплота сгорания топлива; для бензина Hu= 44000 кДжкг
– коэффициент использования теплоты; по опытным данным для двигателей с искровым зажиганием на номинальном режиме =090 – 095 принимаем =090
Hu потери теплоты из – за неполного сгорания при работе двигателя на обогащенных смесях (α1)
Hu=119950(1-096)0512
mcv – средняя мольная теплоемкость рабочей смеси при постоянном объеме. количество остаточных газов не велико поэтому в качестве теплоемкости рабочей смеси берут теплоемкость воздуха кДж(кмоль град)
mсv=206+263810-3(Tc-273)
mсv=206+263810-3(751897-273)
mcv" и mcp" - средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме и при постоянном давлении кДж(кмоль град)
mcv"=24656+000208(Tz-273)
mcp"=32475+000191(Tz-273)
Давление газов в конце сгорания МПа
pz=1853106(2772116751897)
Степень повышения давления при сгорании
Действительное давление конца сгорания МПа
Параметры процесса сгорания
Определяем параметры газа в конце расширения.
Давления газа в конце расширения МПа
Температура газа в конце расширения °К
где n2 – средний показатель политропы расширения; выбирают по опытным данным для двигателей с искровым зажиганием n2=125 – 130. При выборе учитываем что показатель политропы расширения возрастает при увеличении степени сжатия и понижении температуры конца сгорания. Принимаем n2= 13
Параметра процесса расширения
Индикаторные показатели рабочего цикла
Среднее индикаторное давление
Определяем расчетное среднее индикаторное давление
pi'=pc-1λсгn2-11-1n2-1-1n1-11-1n2-1
pi'=185399-1390813-11-19913-1-113-11-19913-1
Определяем действительное среднее индикаторное давление
Индикаторный коэффициент полезного действия
i=103096709614964400007571189
γ0 – плотность заряда на впуске кгм3
Индикаторный удельный расход топлива
Эффективные показатели двигателя
Среднее эффективное давление
Среднее давление механических потерь (рм) рассчитываем по средней скорости поршня Vn мс
Механический к. п. д.
Эффективный к. п. д.
Эффективный удельный расход топлива
Определяем основные размеры двигателя:
где Vh - рабочий объем цилиндра дм3
SD – отношение хода поршня к диаметру цилиндра. Её выбираем по опытным данным ориентируясь на двигатель прототип
где – тактность; для четырехтактного двигателя =4;
Правильность выбранного отношения SD и полученого хода поршня S проверяем по средней скорости поршня мс.
Сравниваем это значения средней скорости со скоростью поршня двигателя протатипа и принятой при определении механических потерь находим отклонение %.
Полученные при окончательном расчете значения диаметра цилиндра и хода поршня округляем до целого числа миллиметров в большую сторону:
Основные технические данные двигателей
Номинальная мощность
Частота вращения при номинальной мощности
Средняя скорость поршня в номинальном режиме
Среднее эффективное давление на номинальном режиме
Номинальный крутящий момент
Удельный расход топлива на номинальном режиме
Основные показатели двигателя:
Литраж двигателя дм3
Эффективная мощность кВт
Часовой расход топлива на номинальном режиме работы кгч
Построение индикаторной диаграммы
Индикаторную диаграмму строим в координатах p – V
Строим расчетную диаграмму на которой процесс сгорания заменен процессом подвода тепла при постоянном давлении.
Для удобства построения диаграммы ось абсцисс размечаем в линейных единицах (мм) перемещения поршня Sx. При работе двигателя площадь поршня остается постоянной следовательно перемещение поршня изменяется прямо пропорционального изменению объема цилиндра Vx.
На оси абсцисс от начала координат откладываем отрезки Sc и Sa соответствующие положениям верхней и нижней мертвых точках мм
где S – ход поршня мм
ms – масштаб перемещения поршня мм перемещения на 1 мм графика;
Масштаб перемещения поршня берем кратный ходу поршня:
Масштаб давлений принимаем Мр = 005
Результаты расчетов давлений сжатия и расширения
Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный (n=5800обмин) то фазы газораспределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки в пределах принятых Изм.
в расчете. В связи с этим начало открытия впускного клапана устанавливается за 33 до прихода поршня в в.м.т. а закрытие – через 79 после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана принимается за 47 до прихода поршня в н.м.т. а закрытие – через 17 после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя угол опережения зажигания принимается равным 35 а продолжительность периода задержки воспламенения - 5.
В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяем положение точек по формуле для перемещения поршня. Расчеты ординат данных точек сводим в таблицу 2.
где λ-отношение радиуса кривошипа к длине шатуна принимаем на данном этапе расчета λ=0285.
Расстояние точек от в.м.т. (АХ)мм
Положение точки определяется из выражения
Действительное давление сгорания
Расчет динамики двигателя.
Силы давления газов.
Индикаторную диаграмму полученную в тепловом расчете развертываем по углу поворота кривошипа по методу Брикса.
где масштаб перемещения поршня по индикаторной диаграмме
Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных сил Mp=005 МПа в мм; полных сил Mp=MpFп =0050005539=000027695 Угла поворота кривошипа Mφ=3°
где ОВ длинна развернутой индикаторной диаграммы
По развернутой диаграмме через каждые 10 угла поворота кривошипа определяем значения pг
Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма
масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято mп'=104 кгм2)
масса шатуна (для стального кованого шатуна принято mш'=178 кгм2)
масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для литого чугунного вала принято mк'=158 кгм2)
Масса шатуна сосредоточенная на оси поршневого пальца:
Масса шатуна сосредоточенная на оси кривошипа:
Массы. совершающие возвратно поступательное движение
Массы совершающие вращательное движение:
Удельные и полные силы инерции
Удельная сила инерции возвратно – поступательно движущихся масс
Угловая скорость вращения колен вала радс
Центробежная сила инерции вращающихся масс
Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна
Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа
Удельные суммарные силы
Удельная сила МПа сосредоточенная на оси поршневого пальца
Удельная нормальная сила МПа
Удельная сила МПа действующая вдоль шатуна
Удельная сила МПа действующая по радиусу кривошипа
Удельная и полная тангенциальные силы МПа и кН
Результаты динамического расчета
Продолжение таблицы 10
Результаты расчета полной тангенциальной силы и ускорение поршня
Крутящий момент от одного цилиндра
Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя
По полученным данным строим кривую в масштабе =10 Нм в мм
Средний крутящий момент
Результаты расчета крутящего момента
Расчет основных деталей двигателя
На основании данных расчетов (теплового скоростной характеристики и динамического) получили:
Диаметр цилиндра . D=81
Действительное максимальное давление сгорания . pzд=67
Площадь поршня см2 . .. Fп=515
Наибольшую нормальную силу при φ=540 МН . .. Nmax=00083
Массу поршневой группы .. . mп = 073
Частоту вращения .. . nx.x max=6000
Частоту вращения . nn=5750
В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений принимаем:
Толщину днища поршня . ..=756
Высоту поршня H =672
Высоту юбки поршня hю=504
Радиальную толщину кольца . .t=336
Радиальный зазор кольца в канавке поршня . t=09
Толщину стенки головки поршня .. .. s=42
Величину верхней кольцевой перемычки .. hп=336
Число масляных каналов в поршне .. nм'=8
Диаметр масляных каналов в поршне .. dм=09
Материал поршня – алюминиевый сплав . .. п=2210-6
Материал гильзы цилиндра – чугун . .. ц=1110-6
Наружный диаметр пальца . dп=1848
Внутренний диаметр пальца . .. . dв =12
Длину пальца . .. . . lп =672
Длину втулки шатуна . .. . lш =336
Расстояние между торцами бобышек . .. b =336
Материал поршневого пальца – сталь
Палец плавающего типа
Внутренний диаметр головки шатуна . d=2125
Наружный диаметр головки шатуна . . .dг=2763
Радиальную толщину стенки втулки . . sв=128
Радиальную толщину стенки головки . . . hг=3
Размеры сечения стержня шатуна
Материал шатуна углеродистая сталь 45Г2 .Еш=22105
Предел прочности . . . в=800
при изгибе . . -1=350
при растяжении -1p=210
Предел текучести T=420
Коэффициенты приведения цикла:
Расчет поршня двигателя
Напряжение изгиба в днище поршня
Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости
Напряжение сжатия в сечении х – х
Fx-x=314475482-67082-837810-6
Напряжения разрыва в сечении х – х
максимальная угловая скорость
масса головки поршня с кольцами расположенными выше сечения х – х
максимальная разрывающая сила
Pj=mx-xRx-.x max(1+λ)
Pj=0288003656282(1+0276)10-6
Удельное давление поршня на стенку цилиндра:
Расчет поршневого пальца двигателя
Удельное давление поршневого пальца на втулку поршневой головки шатуна
Удельное давление поршневого пальца на бобышки
qш=004220018(0067-0033)
Расчетная сила действующая на поршневой палец:
Pj=-0276607067200365(1+0276)
Расчет поршневой головки шатуна
Максимальное напряжение пульсирующего цикла МПа
max=mп+mв.гx-x max2R(cosφ+λcos2φ)2hгlш
max=0586+0986628200365(1+λ)2425336
где mв.г=006mш кг масса части головки шатуна
Среднее напряжение и амплитуда напряжений
где k=1272 эффективный коэффициент концентрации напряжения
м=085 масштабный коэффициент
п=09 коэффициент поверхностной чувствительности
Расчет стержня шатуна двигателя
Площадь и моменты инерции расчетного сечения
Fср=hшbш-bш-aш(hш-2tш)
Fср=1797168-168-3(1797-23)
Jx=bшhш3-bш-aшhш-2tш312
Jx=16817973-168-31797-23312
Jy=hшbш3-hш-2tшbш-aш312
Jy=17971683-1797-23168-3312
Максимальное напряжение от сжимающей силы:
в плоскости качения шатуна МПа
maxx=1143830810613671
Kx=1+8001262462314222105615171113671
в плоскости перпендикулярной плоскости качения шатуна МПа
maxy=1002830810613671
Ky=1+8009162123142221054447909213671
L1=132246-(2125+60)2
где d1 =60 диаметр кривошипной головки шатуна
Минимальное напряжение от растягивающей силы МПа
Среднее напряжения и амплитуды цикла МПа
м=085 масштабный коэффициент (учитывающий сечения шатуна)
п=12 коэффициент определен с учетом поверхностного упрочнения стержня
Запасы прочности определяем по пределу текучести
nтy=420(104357-2279)
Расчет элементов системы охлаждения
Жидкостный насос карбюраторного двигателя
Количество теплоты отводимой от двигателя жидкостью Джс
Qв=CiD1+2mnmHu-HuHuα
где С=05 коэффициент пропорциональности для 4-тактных двигателей; i=4 число цилиндров D=84 диаметр цилиндра m=0.65 показатель степени для 4-тактных двигателей.
Qв=054841+2065580006544000-245656744000096
Средняя теплоемкость жидкости Дж(кгК)
Средняя плотность жидкости кгм3
Напор создаваемый насосом принимаем Па
Частота вращения насоса мин-1
Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения
Gж=654018733520107596
гдеTж=96 К температурный перепад жидкости при принудительной циркуляции
Расчетная производительность насоса
где коэффициент подачи насоса
Радиус входного отверстия крыльчатки
r1=000219531418+00162
где c1=18 скорость потока жидкости на выходе в насос r0=0.016 радиус ступицы крыльчатки
Окружная скорость потока жидкости на выходе из насоса
u2=1+tg10ctg181200001075065
где h=065 гидравлический кпд насоса углы α2=10 2=18
Радиус крыльчатки насоса на выходе
Окружная скорость входа потока
Угол между скоростями с1 и u1 принимаем α1=90 при этом tg1==c1u1 откуда 1=10.785
Ширина лопатки на входе
b1=Gж.р(2r1-z1sin1)с1
b1=0002195(231400197-600025sin10785)18
где z=6 число лопаток на крыльчатке насоса 1=00025 толщина лопаток у входа
Радиальная скорость потока на выходе из колеса
cr=120000tg10107506516864
Ширина лопатки на выходе
b2=Gж.р(2r2-z2sin2)cr
b2=0002195(23140035-600025sin18)2165
где z=6 число лопаток на крыльчатке насоса 2=00025 толщина лопаток у входа
Мощность потребляемая жидкостным насосом
Nв.н=0002195120000(1000065)
где м=065 механический КПД жидкостного насоса.
Список используемой литературы
Колчин А.И. Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов А.И. Колчин. – М. : Высш. шк. 2008. – 496 с.: ил.
Черноусов В.Н. Автомобильные двигатели. Тепловой кинематический динамический расчеты: учеб. пособие В.Н. Черноусов. – К. : ИПЦ КГТУ 2004. – 120с.
Б. А. Шароглазов М. Ф. Двигатели внутреннего сгорания: Теория моделирование и расчет процессов.
Д. Н. Вырубов В. И. Ивин Двигатели внутреннего сгорания теория поршневых и комбинированных двигателей М. Машиностроение 1983
Устройство и ремонт автомобиля ВАЗ 21083
Интернет сайт по двигателям ВАЗ

Чертежи.dwg

СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935-004
Сталь 40ЛnГост 977-88
Жидкостныйnнасос Ваз 21083
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935 СБ
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935-001
Уплотнительный сальник
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935-003
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935-002
Сталь ШХ15nГост 801-78
* Размеры для справок n2. Неуказаные литейные радиусы 3-5 мм
* Размеры для справок n2. При сборке обеспечить:n а) смазку подшипника Литол24Мn б) соосность отверстий под штифтn в) плотное прилегание крыльчатки к уплотнительному сальнику n
* Размеры для справок
nНеуказаные литейные радиусы 3-5 мм
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935
n1.давлений Мр=005n2.перемещения поршня Мs=1 n3.крутящего момента Мм=10n Нм в ммn4.угла поворота кривошипа n Мφ=3°
ПИ СФУ гр. ЗОФТ-0807
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935 001
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935 002
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935 003
СФУ ПИ КП-190602.02.65-806935 004
Уплотнительная монжета

Пояснительная записка (2).docx

СФУ ПИ КП-190602.65-806934 ПЗ
Результаты динамического расчета
Продолжение таблицы 10
Результаты расчета полной тангенциальной силы и ускорение поршня
Результаты расчета крутящего момента

Чертежи (2).frw