Расчет карбюраторного V-образного четырехцилиндрового двигателя на шасси автомобиля ЗАЗ-968М

Gтx= gex( Nex(10-3;

Значение ( принимаем постоянным ((=0,96) на всех скоростных режимах

кроме минимального ((=0,86).

Коэффициент наполнения:

(vx=pex (lo((x(gex/(3600(( k);

Коэффициент приспосабливаемости:

k=Me max/Me N=118,2/95,3=1,24.

K – коэффициент приспособливаемости, служит для оценки

приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки.

Расчеты произведены для всех скоростных режимов двигателя и представлены

в табл.2.1.

Таблица 2.1.

|nx , |Ne , кВт|Me , |ge , |Gt , |(v |( |

|об/мин | |Н* м |г/(кВт*ч|кг/ч | | |

| | | |) | | | |

|1000 |11,70 |111,8 |252 |2,948 |0,8742 |0,86 |

|2700 |33,40 |118,2 |215 |7,181 |0,9174 |0,96 |

|4500 |44,89 |95,3 |256 |11,492 |0,8752 |0,96 |

|5000 |43,82 |83,5 |282 |12,329 |0,8633 |0,96 |

По данным табл. 2.1. строим графики зависимости Ne, Me, pe, ge, Gt, (v и

( от частоты вращения коленчатого вала двигателя n (рис.2.1.).

3.СРАВНЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПРОЕКТИРУЕМОГО

ДВИГАТЕЛЯ И ПРОТОТИПА

Основные параметры проектируемого двигателя и прототипа представлены в

табл.3.1.

Таблица 3.1.

|1 |Диаметр цилиндра, мм |D |80 |76 |

|2 |Литраж, л |i*Vh |1,385 |1,197 |

|3 |Число цилиндров |i |4 |4 |

|4 |Степень сжатия |( |7,5 |7,2 |

|5 |Частота вращения коленвала |n |4500 |4400 |

|6 |Ход поршня, мм |S |70 |66 |

|7 |Максимальная мощность |Ne |44,89 |30,8 |

|8 |Удельный эффективный расход |ge |256 |- |

|9 |Максимальный крутящий момент |Me max |118,2 |92,3 |

|10 |Частота вращения коленвала, |nM |2700 |3000 |

|11 |Среднее эффективное давление |Pe |0,849 |0,7 |

|12 |Литровая мощность, кВт/л |Ne л |31,84 |25,73 |

|13 |Минимальный удельный |ge min |215 |333 |

При сравнении показателей двигателей видно, что разрабатываемый

двигатель имеет большую мощность и крутящий момент, более высокую частоту

вращения коленчатого вала и более экономичен.

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

4.1.Кинематический расчет двигателя

Перемещение поршня рассчитывается по формуле:

Sx =R([pic],

где R(радиус кривошипа (R=35 мм), ( ( отношение радиуса кривошипа к длине

шатуна ((=0,285),

( ( угол поворота коленчатого вала.

Расчет производится через каждые 10° угла поворота коленчатого вала.

Угловая скорость вращения коленчатого вала:

(=((n/30=3,14(4500/30=471 рад/с.

Скорость поршня:

Vп=((R((sin(+[pic]( sin2()=471(0,035( (sin(+[pic]( sin2() м/с.

Ускорение поршня:

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

Результаты расчетов занесены в табл.4.1.

Таблица 4.1.

| |1-й |2-й |3-й |4-й | |

| |T |K |Pк |Rш.ш |KРк |Rк |

|0 |0 |-6,823 |-11,06|11,06|-18,08|18,08|

| | | |2 | |1 | |

|30 | | | | | | |

| | | | | | | |

|60 | | | | | | |

| | | | | | | |

|90 | | | | | | |

| | | | | | | |

|120 | | | | | | |

| | | | | | | |

|150 | | | | | | |

| | | | | | | |

|180 | | | | | | |

| | | | | | | |

|210 | | | | | | |

| | | | | | | |

|240 | | | | | | |

| | | | | | | |

|270 | | | | | | |

| | | | | | | |

|300 | | | | | | |

| | | | | | | |

|330 | | | | | | |

| | | | | | | |

|360 | | | | | | |

| | | | | | | |

|370 | | | | | | |

| | | | | | | |

|390 | | | | | | |

| | | | | | | |

|420 | | | | | | |

| | | | | | | |

|450 | | | | | | |

| | | | | | | |

|480 | | | | | | |

| | | | | | | |

|510 | | | | | | |

| | | | | | | |

|540 | | | | | | |

| | | | | | | |

|570 | | | | | | |

| | | | | | | |

|600 | | | | | | |

| | | | | | | |

|630 | | | | | | |

| | | | | | | |

|660 | | | | | | |

| | | | | | | |

|690 | | | | | | |

| | | | | | | |

|720 | | | | | | |

| | | | | | | |

|0 | | | | | | |

|30 |-3,715 |-4,727 |-8,966|9,83 |-15,98|16,45|

| | | | | |5 | |

|60 |-2,453 |-0,694 |-4,933|5,45 |-11,95|12,05|

| | | | | |2 | |

|90 |1,318 |-0,376 |-4,615|4,75 |-11,63|11,63|

| | | | | |4 | |

|120 |2,506 |-2,435 |-6,674|7,17 |-13,69|13,94|

| | | | | |3 | |

|150 |1,456 |-3,642 |-7,881|7,79 |-14,90|14,85|

| | | | | |0 | |

|180 |0 |-3,936 |-8,175|8,11 |-15,19|15,05|

| | | | | |4 | |

|210 |-1,592 |-3,972 |-8,211|8,30 |-15,23|15,21|

| | | | | |0 | |

|240 |0,000 |-2,832 |-7,071|7,52 |-14,09|14,32|

| | | | | |0 | |

|270 |-2,071 |-0,590 |-4,829|5,18 |-11,84|11,91|

| | | | | |8 | |

|300 |0,956 |-0,271 |-4,510|4,58 |-11,52|11,51|

| | | | | |9 | |

|330 |1,834 |-2,334 |-6,573|6,7 |-13,59|13,85|

| | | | | |2 | |

|360 |0,000 |-0,794 |-5,033|5,03 |-12,05|12,03|

| | | | | |2 | |

|370 |3,655 |16,071 |11,832|0,75 |4,813 |6,03 |

|380 |5,216 |10,901 |6,662 |6,30 |-0,357|5,24 |

|390 |5,314 |6,761 |2,522 |5,85 |-4,497|6,85 |

|420 |4,232 |1,198 |-3,041|4,72 |-10,06|9,89 |

| | | | | |0 | |

|450 |4,985 |-1,421 |-5,660|7,50 |-12,67|13,51|

| | | | | |9 | |

|480 |4,290 |-4,169 |-8,408|9,41 |-15,42|15,97|

| | | | | |7 | |

|510 |2,059 |-5,150 |-9,389|9,50 |-16,40|16,45|

| | | | | |8 | |

|540 |0 |-4,740 |-8,979|8,98 |-15,99|16,03|

| | | | | |8 | |

|570 |-1,644 |-4,113 |-8,352|8,41 |-15,37|15,31|

| | | | | |1 | |

|600 |-2,803 |-2,724 |-6,963|7,45 |-13,98|14,04|

| | | | | |2 | |

|630 |-1,730 |-0,493 |-4,732|5,06 |-11,75|11,81|

| | | | | |1 | |

|660 |1,854 |-0,525 |-4,764|5,17 |-11,78|11,91|

| | | | | |3 | |

|690 |3,427 |-4,360 |-8,599|9,21 |-15,61|15,91|

| | | | | |8 | |

|720 |0 |-7,049 |-11,06|11,06|-18,30|18,08|

| | | |2 | |7 | |

По развернутой диаграмме Rш.ш определяем:

Rш.ш ср=F(Мр/ОВ=17500(0,1/240=8,125 кН,

где ОВ(длина диаграммы, F(площадь под кривой Rш.ш , мм.

Rш.ш max=11,0,6 кН Rш.ш min=0,45 кН.;

По полярной диаграмме строим диаграмму износа шатунной шейки (рис.

4,12). Сумму сил Rш.ш ,действующих по каждому лучу диаграммы износа,

определяем с помощью табл.4.5.. По данным табл.4.5. в масштабе Мр=25 кН в

мм по каждому лучу откладываем величины суммарных сил ( Rш.ш от

окружности к центру.

По диаграмме износа определяем положение оси масляного отверстия

((м=67°).

Таблица 4.5.

|Rшшi |Значения Rшшi, кН, для лучей |

|1 |Теоретическое среднее |Рi’ |0,9958 |1,041 |

|2 |Среднее индикаторное |Рi |0,956 |1 |

|3 |Индикторный КПД |(i |0,3317 |0,351 |

|4 |Удельный индикаторный |gi |242,6 |218 |

|5 |Среднее эффективное |Pe |0,809 |0,849 |

|6 |Эффективный КПД |(е |0,286 |0,32 |

|7 |Механический КПД |(м |0,847 |0,849 |

|8 |Удельный эффеrтивный расход|gе |286,595 |256 |

|9 |Литраж, л |i*Vh |1,81 |1,385 |

|10 |Мощность двигателя, кВт |Ne |56,142 |44,89 |

|11 |Крутящий момент при |Me |116,548 |95,3 |

|12 |Давление механических |Рм |0,147 |0,151 |

|13 |Диаметр цилиндра, мм |D |80 |80 |

|14 |Ход поршня, мм |S |90 |70 |

6. Уравновешивание двигателя

Силы и моменты, действующие в КШМ непрерывно изменяются и если их не

уравновешивать, то возникают сотрясения и вибрация двигателя.

Уравновешивание сил инерции 1-го и 2-го порядка достигается подбором

определенного числа цилиндров, их расположением и выбором соответствующей

схемы коленчатого вала. В двигателе силы инерции (Pj () первого порядка и

центробежные силы (РС) взаимно уравновешаны:

( Pj (=0, (РС=0.

Силы инерции второго порядка приводятся к равнодействующей в

вертикальной плоскости:

( Pj ((=2(2mi(R((2

(((cos2(=2(2(0,709(0,035(4712(0,285(cos2(=4437,58(cos2(

Значения ( Pj (( приведены в таблице 6.1.

Порядок работы цилиндров: 1-3-4-2.

Таблица 6.1.

(0 |0 |30 |60 |90 |120 |150 |180 |210 |240 |270 |300 |330 |360 | |Pj ((

|4437 |2219 |-2219 |-4437 |-2219 |2219 |4437 |2219 |-2219 |-4437 |-2219

|2219 |4437 | |

V-образный 4-х цилиндровый двигатель имеет неуравновешанный момент от

сил инер-ции 1-го порядка, для уравновешивания которого предусмотрен

балансирный механизм и уравновешивающие массы. Равнодействующий момент от

сил 1-го порядка действует в горизонтальной плоскости В-В (рис.6.1.),

проходящей через ось коленчатого вала.

Мi 1=(2(mi(R((2 (cos((a=0,0031(cos(

Задаваясь из конструктивных соображений величинами ( и l определяем

mур:

mур= Мi 1/((l)=0,33 кг.

Момент от сил инерции 2-го порядка действуют в горизонтальной

плоскости и в следствии его незначительности не учитывается.

Мi 2=(2(mi(R((2 (cos((b

Момент от центробежных сил действует во вращающейся плоскости,

отстоящей от плоскости 1-го кривошипа на 450.

Мс=(2(mR(R((2 ( a.

Момент Мс легко уравновесить при помощи противовесов с массой каждого

противовеса mz , расположенных на продолжении щек коленчатого вала.

mz= (2(mR(R((2 ( a/((с)=1,59 кг.

а- расстояние между центрами шатунных шеек,

b- расстояние между центрами тяжести противовесов,

(- расстояние центра тяжести противовеса до оси коленчатого вала.

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

7.1. Расчет поршня

На основании данных теплового расчета, скоростной характеристики и

динамического расчета получили:

диаметр цилиндра D=80 мм;

ход поршня: S=70 мм;

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

площадь поршня: Fп=50,24 см2;

наибольшая нормальная сила: Nmax=0,0015 МН при (=4500

масса поршневой группы: mп=0,5024 кг;

частота вращения: nmax =4500 об/мин;

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

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом

соотношений, приведенных в табл.50 (1,с.206(, принимаем:

толщина днища поршня: (=6 мм;

высота поршня: H=84 мм;

высота юбки поршня: hю=52 мм;

высота верхней части поршня h1=32 мм;

внутренний диаметр поршня: di=60,4 мм;

диаметр бобышки: dб=32 мм;

расстояние между торцами бобышек: b=32 мм;

расстояние до первой поршневой канавки: e=8 мм;

радиальная толщина кольца: tК= tМ=3 мм;

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

толщина стенки головки поршня: s=6 мм;

толщина стенки юбки поршня: (ю=3 мм;

величина верхней кольцевой перемычки: hп=4 мм;

число и диаметр масляных каналов в поршне: nm’=10 и dm=1 мм.

Схема поршня представлена на рис.7.1.

Материал поршня ( алюминиевый сплав, (п=22(10-6 1/К; материал гильзы

цилиндра ( чугун, (ц=11(10(6 1/К.

Напряжение изгиба в днище поршня: (из=pZд((r1/()2,

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

(из=4,647((30,2/6)2=117,73 МПа.

Днище поршня должно быть усилено ребрами жесткости, т.к. (из(25 Мпа.

Напряжение сжатия в сечении x(x :

(сж=PZд/Fx(x,

где Pzд=pZд(Fп=4,647(0,005024=0,0233 МН;

(сж=0,0233/0,00119=19,56 МПа .

Fx(x=((/4)((dk2(di2)(nm’(( dk(di )(dm/2;

Fx(x=((3,14/4)((72,42(60,42)(10(6))(10-6=0,00119 м2.

dk=D(2((t+(t);

dk=80(2((3+0,8)=72,4 мм.

Напряжение разрыва в сечении x(x:

максимальная угловая скорость холостого хода: (х.х max=((n х.х max/30;

(х.х max=3,14(5300/30=555 рад/с.

масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения x(x:

mx(x=0,5(mп;

mx(x=0,5(0,5024=0,2512 кг.

максимальная разрывающая сила: Pj=mx(x(R((2х.х max ((1+()(10(6;

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

напряжение разрыва: (р=Pj/Fx(x;

(р=0,00348/0,00119=2,924 МПа.

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

среза: (=0,0314(pZд(D/hп; (=0,0314(4,647(80/3=3,89 МПа.

изгиба: (из=0,0045(pZд((D/hп)2; (из=0,0045(4,647((80/3)2=14,87 МПа.

сложное: ((=(((из2+4((2); ((=((14,872+4(3,892)=16,78 МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

q1=Nmax/(hю(D); q1=0,293(0,005024/(0,056(0,080)=0,32 МПа.

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

Диаметры головки и юбки поршня:

Dг=D((г; Dг=80(0,56=79,44 мм.

Dю=D((ю; Dю=80(0,16=79,84 мм.

где (г=0,007(D=0,007(80=0,56 мм; (ю=0,002(D; (ю=0,002(80=0,16 мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

(г’=D(1+(ц((Тц(Т0)((Dг(1+(п((Тг(Т0)(;

(г’=80((1+11(10(6((450(293)((79,44((1+22(10(6((650(293)(=0,074 мм;

(ю’=D(1+(ц((Тц(Т0)((Dю(1+(п((Тю(Т0)(;

(ю’=80((1+11(10(6((450(293)((79,84((1+22(10-6((550(293)(=0,02 мм,

где Тц=450 К, Тг=650 К, Тю=550 К приняты с учетом воздушного охлаждения

двигателя [1,с.203];

(ц =11(10(6 1/К и (п=22(10(61/К (коэффициенты линейного расширения

материалов цилиндра и поршня.

7.2. Расчет поршневого кольца

Параметры кольца (1,с.206(:

радиальная толщина кольца: t=3 мм;

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

высота кольца: а=3 мм;

разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и в рабочем

состоянии:

А0=10 мм.

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

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

[pic];

[pic] МПа.

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности: p=pср((к.

Значения (к для различных углов ( приведены на с.213 [1].

Результаты расчетов р представлены в табл.7.1. По данным табл.7.1.

строим эпюру давлений компрессионного кольца на стенку цилиндра (рис.7.2.).

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

(из1=2,61(рср((D/t(1)2;

(из1=2,61(0,112((80/3(1)2=192,6 МПа.

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:(из2=[pic],

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

Таблица 7.1.

(° |0 |30 |60 |90 |120 |150 |180 | |(к |1,05 |1,05 |1,14 |0,90 |0,45 |0,67

|2,85 | |р , МПа |0,118 |0,118 |0,128 |0,101 |0,05 |0,075 |0,319 | |

(из2=[pic] МПа.

Монтажный зазор в замке поршневого кольца: (к=(к’+(D[(к (Тк(Т0)( (ц

(Тц(Т0)],

где (к’=0,08 мм (минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы

двигателя;

(к =11(10(6 1/К и (ц=11(10-6 1/К ( коэффициенты линейного расширения

материала кольца и гильзы цилиндра; Тц=450 К, Тк=550 К и Т0=293 К.

(к=0,07+3,14(80([11(10-6((550(293)(11(10-6((450(293)]=0,356 мм.

7.3. Расчет поршневого пальца

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

наружный диаметр пальца: dп=20 мм;

внутренний диаметр пальца: dв=14 мм;

длина пальца: lп=66 мм;

длина втулки шатуна: lш=30 мм;

расстояние между торцами бобышек: b=32 мм;

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

Палец плавающего типа.

Действительное максимальное давление: pz max=pZд=4,647 МПа .

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

газовая: Pz max=pz max(Fп; Pz max=4,647(0,005024=0,0233 МН.

инерционная: Pj=(mп((2(R((1+()(10-6, где ( =((n м/30=3,14(2700/30=282,6

рад/с;

Pj=(0,5024(282,62(0,035((1+0,285)=(0,001805 МН.

расчетная: P=Pz max+k(Pj, где k=0,8 ( коэффициент, учитывающий массу

поршневого пальца.

P=0,0233(0,8(0,001805=0,0219 МН.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

qш=P/(dп(lш);

qш=0,0219/(0,02(0,03)=36,5 МПа.

Удельное давление пальца на бобышки: qб=P/[dп(lп-b)];

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

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца: (из=[pic],

где (=dв/dп=14/20=0,7 – отношение внутреннего диаметра кольца к

наружному.

(из=[pic] МПа.

Касательное напряжение среза в сечениях между бобышками и головкой

шатуна:

(=[pic];

(=[pic] МПа.

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

(dп max=[pic];

(dп max=[pic]0,0297 мм.

Напряжение овализации на внешней поверхности пальца:

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

(а 0°=[pic];

(а 0°[pic][pic]115,45 МПа;

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

(а 90°[pic];

(а 90°[pic][pic](199,78 МПа.

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:

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

(i 0°[pic];

(i 0° [pic][pic](291,14 МПа.

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

(i 90°=[pic];

(i 90°[pic][pic]166,18 МПа.

Расчетная схема поршневого пальца приведена на рис. 7.3.

7.4. Расчет коленчатого вала

На основании данных динамического расчета имеем:

центробежная сила инерции вращающихся масс: KR=(11,258 кН;

вал с симметричными коленами и с противовесами, расположенными на концах

вала;

радиус кривошипа: R=35 мм.

С учетом соотношений, приведенных в табл.56 [1,с.247], и анализа

существующих двигателей, принимаем следующие основные размеры колена вала:

шатунная шейка:

наружный диаметр: dш.ш=48 мм;

длина: lш.ш=37 мм;

коренная шейка:

наружный диаметр: dк.ш=50 мм;

длина: lк.ш=37 мм;

расчетное сечение А(А щеки:

ширина: b=80 мм;

толщина: h=20 мм.

Материал вала: сталь 40Г.

Расчетная схема коленчатого вала представлена на рис. 7.4.

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

определяем:

пределы прочности: (в=700 МПа и текучести (условные) (т=360 МПа и (Т=210

МПа;

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

((1р=180 МПа и кручении (-1=150 МПа;

коэффициенты приведения цикла при изгибе ((=0,16 и кручении ((=0,04.

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

при изгибе: ((=(-1/(Т=250/360=0,69 и (((-

(()/(1((()=(0,69(0,16)/(1(0,69)=1,71;

при кручении: ((=(-1/(Т=150/210=0,71 и (((-

(()/(1((()=(0,71(0,04)/(1(0,71)=2,31;

при растяжении-сжатии: ((=(-1р/(Т=180/360=0,5 и (((-

(()/(1((()=(0,5(0,16)/(1(0,5)=0,68.

Удельное давление на поверхности:

шатунных шеек:

kш.ш.ср=Rш.ш.ср/(dш.ш(l’ш.ш);

kш.ш.ср=8125(10(6/(0,031(0,048)=5,46 МПа.

kш.ш.max=Rш.ш.max/(dш.ш(l’ш.ш);

kш.ш.max=11060(10(6/(0,031(0,048)=7,43 МПа.

где Rш.ш.ср=8125 Н и Rш.ш.max=11060 Н ( средняя и максимальная

нагрузка на шатунную шейку;

l’ш.ш.(l ш.ш.(2rгал=37(2(3=31 мм(рабочая ширина шатунного вкладыша; rгал =3

мм(радиус галтели.

Момент сопротивления кручению шатунной шейки: W( ш.ш=((/16)(dш.ш;

W( ш.ш=(3,14/16)(483(10(9=21,7(10-6 м3.

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

MT=T’1(l/2=((0,5(T1)((2lш.ш+lк.ш+3(h)/2

Изгибающий момент, действующий на шатунную шейку в плоскости кривошипа:

МZ=Z’((l/2+Рпр (а Н( м;

Z’(=K’pк +Р’пр=(-0,5(Kpк)(Рпр

Для упрощения расчета Рпр не учитываем.

МZ=K’p(l/2 Н( м;

Изгибающий момент, действующий в плоскости оси масляного отверстия:

М(м=MT(sin(м(М((cos(м , где (м=67 °.

Таблица 7.2.

|M(m, Н* м | |0 |0 |0 |0 |9040,4 |9040,4 |863,4 |337,3 |-337,3 | |30 |-

1858 |-177,4 |-163,3 |7992,7 |7992,7 |763,3 |298,2 |-461,5 | |60 |-1227 |-

117,1 |-107,8 |5976,1 |5976,1 |570,7 |223,0 |-330,8 | |90 |658,8 |62,9

|57,9 |5816,8 |5816,8 |555,5 |217,1 |-159,1 | |120 |1252,9 |119,7 |110,1

|6846,4 |6846,4 |653,8 |255,5 |-145,3 | |150 |727,97 |69,5 |64,0 |7449,9

|7449,9 |711,5 |278,0 |-214,0 | |180 |0 |0 |0 |7597,0 |7597,0 |725,5 |283,5

|-283,5 | |210 |-796 |-76,0 |-70,0 |7614,8 |7614,8 |727,2 |284,1 |-354,1 |

|240 |-1457 |-139,2 |-128,1 |7045,0 |7045,0 |672,8 |262,9 |-391,0 | |270 |-

1036 |-98,9 |-91,0 |5924,2 |5924,2 |565,8 |221,1 |-312,1 | |300 |478,24

|45,7 |42,0 |5764,3 |5764,3 |550,5 |215,1 |-173,1 | |330 |917,1 |87,6 |80,6

|6796,0 |6796,0 |649,0 |253,6 |-173,0 | |360 |0 |0 |0 |6026,0 |6026,0

|575,5 |224,9 |-224,9 | |390 |2656,7 |253,7 |233,5 |2248,4 |2248,4 |214,7

|83,9 |149,6 | |420 |2115,9 |202,1 |186,0 |5030,2 |5030,2 |480,4 |187,7 |-

1,7 | |450 |2492,6 |238,0 |219,1 |6339,4 |6339,4 |605,4 |236,6 |-17,4 |

|480 |2145,1 |204,9 |188,6 |7713,3 |7713,3 |736,6 |287,8 |-99,2 | |510

|1029,4 |98,3 |90,5 |8203,9 |8203,9 |783,5 |306,1 |-215,6 | |540 |0 |0 |0

|7999,0 |7999,0 |763,9 |298,5 |-298,5 | |570 |-822,1 |-78,5 |-72,3 |7685,5

|7685,5 |734,0 |286,8 |-359,1 | |600 |-1402 |-133,9 |-123,2 |6990,8 |6990,8

|667,6 |260,9 |-384,1 | |630 |-864,8 |-82,6 |-76,0 |5875,5 |5875,5 |561,1

|219,2 |-295,3 | |660 |927,2 |88,5 |81,5 |5891,4 |5891,4 |562,6 |219,8 |-

138,3 | |690 |1713,3 |163,6 |150,6 |7809,2 |7809,2 |745,8 |291,4 |-140,8 |

|720 |0 |0 |0 |9153,4 |9153,4 |874,1 |341,6 |-341,6 | |

Максимальное и минимальное нормальные напряжения асимметричного цикла

шатунной шейки:

(max= М( max/W( ш.ш=149,6(10-6/0,00001085=13,73 МПа;

(min= М( min/W( ш.ш=(461,5(10-6/0,00001085=(42,53 МПа,

где W( ш.ш=0,5(W( ш.ш=0,5(21,7(10-6=10,85(10-6 м3.

Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

(m=((max+(min)/2=(13,73-42,53)/2=(28,8 МПа;

((=((max ((min)/2= (13,73+42,53)/2=28,13 МПа;

((к=(а(k(/((м(((п()=28,13(1,8/(0,76(1,2)=55,52 МПа,

где k(=1+q((к((1)=1+0,4((3-1)=1,8 (коэффициент концентрации напряжений;

q=0,4(коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений

принимаем по данным §43[1,с.197(204]; (к(=3 ( теоретический коэффициент

концентрации напряжений принимаем по табл.47 [1,с.201]; (м(=0,76 (

масштабный коэффициент определяем по табл.48 [1,с.203] при dш.ш=65 мм;

(п(=1,2 ( коэффициент поверхностной чувствительности определяем по табл.49

[1,с.203] с учетом закалки шатунных шеек токами высокой частоты на

глубину2(3 мм.

Запас прочности шатунной от нормальных напряжений шейки определяем по

пределу усталости (при (m<0): n(=(-1/(((к+((((m);

n(=250/(55,52+0,16(((28,8))=4,91.

Общий запас прочности шатунной шейки: nш.ш= n((n(/(( n(2+n(2),

где n( ( запас прочности шатунной шейки от касательных напряжений

(вследствие отсутствия расчета n( принимаем n(=3,87)

nш.ш=4,91(3,87/((4,912+3,872)=3,04.

8. Расчет элементов системы охлаждения

Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода тепла

от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния

двигателя и его нормальной работы.

При воздушном охлаждении тепло от стенок цилиндров и головок двигателя

отводится обдувающим их воздухом. Интенсивность воздушного охлаждения

зависит от количества и температуры охлаждающего воздуха, его скорости,

размеров поверхности охлаждения и расположения ребер относительно потока

воздуха .

Количество тепла (Дж/с), отводимого от двигателя системой воздушного

охлаждения, определяется из уравнения: Qвозд=Твозд(Свозд(( Твозд вых- Твозд

вх)

В расчетах принимают, что от стенок цилиндров отводится 25-40( общего

количества тепла Qвозд , остальная часть – от головок двигателя.

Количество охлаждающего воздуха, подаваемого вентилятором, определяется

исходя из общей величины отводимого от двигателя тепла Qвозд:

Твозд= Qвозд/( Свозд(( ( Твозд вых- Твозд вх))

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

Поверхность охлаждения ребер цилиндра:

Fцил=Qцил/((Кв((Тцил о-Тцил вх))

Qцил – количество тепла, отводимого воздухом от цилиндра двигателя

(Дж/с)

КВ – коэффициент теплоотдачи поверхности цилиндра ,

Тцил о – средняя температура у основания ребер цилиндра

КВ=1,37(1+0,0075Тср)((в/0,278)0,73

Тср – среднее арифметическое температур ребра и обдувающего воздуха,

(в – скорость воздуха в межреберном пространстве, при D=75-125 мм,

(в=20-50 м/с.

Поверхность охлаждения ребер головки цилиндров:

Fгол=Qгол/(КВ(Тцил гол - Тцил вх)

Qгол – количество тепла, отводимого воздухом от головки цилиндров,

Тцил гол – средняя температура у основания ребер головки.

Заключение

В результате проделанной работы были рассчитаны индикаторные параметры

рабочего цикла двигателя, по результатам расчетов была построена

индикаторная диаграмма тепловых характеристик.

Расчеты динамических показателей дали размеры поршня, в частности его

диаметр и ход, радиус кривошипа, были построены графики составляющих сил, а

также график суммарных набегающих тангенциальных сил и суммарных набегающих

крутящих моментов.

Список литературы

1. КОЛЧИН А. И. ДЕМИДОВ В. П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ

ДВИГАТЕЛЕЙ. М.: Высшая школа, 1980г.;

2. АРХАНГЕЛЬСКИЙ В. М. и другие. АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ. М.:

Машиностроение, 1967г.;

3. Автомобили ЗАЗ-968М. Руководство по эксплуатации.

Страницы: 1, 2

МЕНЮ

Расчет карбюраторного V-образного четырехцилиндрового двигателя на шасси автомобиля ЗАЗ-968М

ИНТЕРЕСНОЕ