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

Рис.4.7.Кривая удельных сил РК МР=0,05 Мпа в мм
М=30 в мм

Рис. 4.8. Кривая удельных сил РТ МР=0,0 Мпа в мм
М=30 в мм

Рис. 4.6. Кривые удельных сил РS и PN МР=0,05 Мпа в мм
М=30 в мм

Рис. 4.9. Крутящих моментов МКР ММ= 5 Н*м в мм
М= 1,20 в мм

Рис. 4.5. Кривые удельных сил Р и Pi МР=0, Мпа в мм
М=30 в мм

Министерство образования
Российской Федерации

Вологодский государственный
технический университет

Факультет ФПМ
Кафедра А и АХ
Дисциплина АД

РАСЧЕТНОПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
Тема расчет карбюраторного V-образного четырехцилиндрового двигателя
на шасси автомобиля ЗАЗ968М
(Ne=60 л.с. (44,1 кВт), n=4500 мин-1, =7,5, воздушное охлаждение)

Выполнил Дроздов Д. В.
Группа МАХ-41
Принял к.т.н. Яковицкий А. А.

Вологда, 2001 г.

Содержание

Введение
Задание на курсовой проект

Тепловой расчет
Построение внешней скоростной характеристики двигателя
Сравнение параметров проектируемого двигателя и прототипа
Расчет кинематики и динамики двигателя

Кинематический расчет
Динамический расчет

Анализ компьютерного расчета на ЭВМ
Уравновешивание двигателя
Расчет основных деталей двигателя
Спец. разработка ( система охлаждения)

Заключение
Список литературы

ВВЕДЕНИЕ

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства.
В настоящее время особое внимание уделяется уменьшению токсичности выбрасываемых в атмосферу вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей.
Специфика технологии производства двигателей и повышение требований к качеству двигателей при возрастающем объеме их производства, обусловили необходимость создания предполагаемые показатели цикла, мощность и экономичность, а также давление газов, действующих в надпоршневом пространстве цилиндра, в зависимости от угла поворота коленчатого вала. По данным расчета можно установить основные размеры двигателя (диаметр цилиндра и ход поршня) Успешное применение двигателей внутреннего сгорания, разработка опытных конструкций и повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях внутреннего сгорания.
Выполнение задач по производству и эксплуатации транспортных двигателей требует от специалистов глубоких знаний рабочего процесса двигателей, знания их конструкций и расчета двигателей внутреннего сгорания.
Рассмотрение отдельных процессов в двигателях и их расчет позволяют определить и проверить на прочность его основные детали.
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

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

Номинальная мощность, л.с. (кВт)
Число цилиндров, i
Расположение цилиндров
Тип двигателя
Частота вращения коленвала, об/мин-1
Степень сжатия

60 (44,1)
4
V-образное
карбюраторный
4500
7,5

1.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ [1, с.7294]
1.1. Выбор исходных данных
1.1.1. Топливо

Степень сжатия проектируемого двигателя  =7,5. В качестве топлива выбираем бензин марки А76.
Элементарный состав топлива С+Н+О=1
где C=0,855; H=0,145; О=0.
Молекулярная масса топлива МT=115 кг/кмоль.
Низшая теплота сгорания топлива
Нu=33,91C+125,60H10,89(OS)2,51(9H+W);
Нu=33,910,855+125,600,1452,51(90,145)=43930 кДж/кг.

1.1.2. Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива

кг возд./кг топл.

кмоль возд./кг топл.
Коэффициент избытка воздуха α принимаем равным 0,96 для получения оптимального соотношения экономичности и мощности проектируемого двигателя.
Количество горючей смеси М1 = Lo+1/ mт = 0,960,516+1/115= 0,5050 кмоль.
При неполном сгорании топлива ( 1 ) продукты сгорания представляют собой смесь окиси углерода (СО), углекислого газа (СО2) , водяного пара (Н2О), свободного водорода (Н2) , и азота (N2) . Количество отдельных составляющих продуктов сгорания и их сумма при К=0,5 (Кпостоянная зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания)
МСО =2[(1)/(1+K)]0,208Lo;
МСО =2[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0057 кмоль/кг топл.
МСО=С/12-2[(1)/(1+K)]0,208Lo;
МСО=0,855/122[(1-0,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0655 кмоль/кг топл.
МН=2К[(1)/(1+K)]0,208Lo;
МН=20,47[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0029 кмоль/кг топл.
МНО=Н/22К[(1-)/(1+K)] 0,208Lo;
МНО=0,145/2-20,47[(10,96)/(1+0,5)]0,2080,517=0,0696 кмоль/кг топл.
МN=0,792Lo;
МN=0,7920,960,517=0,393 кмоль/кг топл.
Суммарное количество продуктов сгорания
М2 =МСО+МСО+МН + МНО + МN;
М2 =0,0073+0,063+0,0034+0,069+0,388=0,5367 кмоль/кг топл.
Проверка
М2 =С/12+Н/2+0,792Lo;
М2=0,855/12+0,145/2+0,7920,960,517=0,5367 кмоль/кг топл.

1.1.3. Параметры окружающей среды и остаточных газов

Атмосферное давление и температура окружающей среды po=0,101 МПа; To=293 К. Температуру остаточных газов принимаем на основании опытных данных [1,с.43]
Тr =1040 К; pr =1,16po =1,160,101=0,11716 МПа.
Давление остаточных газов Рr можно получить на номинальном режиме
РrN=1,18Р0=0,118 Мпа
Ар=(РrN — Р01,035) 108/(nN2Р0)=0,716
Находим давление остаточных газов Рr
Рr= Р0 (1.035+ Ар10-8n2)
Рr=0,101 (1,035+0,71610-845002)=0,118 МПа

1.2. Процесс впуска

Температуру подогрева свежего заряда принимаем на основании опытных данных [1,с.44] Т=8 0 C.
Плотность заряда на впуске ρо= р0 106 /(RВTО) =0,101106/(287293) =1,189 кг/м3,
где р0 =0,101 МПа; Т0 =293 К; RВ  удельная газовая постоянная равная 287 Дж/кг град.
Давление заряда в конце наполнения Ра принимаем на основании рекомендаций [1,с.44] в зависимости от средней скорости поршня Сп=Sn/30, где S  ход поршня, n-заданная частота вращения коленвала двигателя Сп =0,092 4500/30=9,51 м/с.
Принимаем ра=0,0909 МПа.
Коэффициент остаточных газов
γr=,
где оч  коэффициент очистки; доз коэффициент дозарядки (без учета продувки и
дозарядки оч=1; доз=0,95).
γr==0,07.
Температура заряда в конце впуска
Та =(To +Т + γrТr)/(1+ γr);
Та =(293+8+0,071040)/(1+0,07)= 349,3 К.
Коэффициент наполнения
;
=0,73.

1.3. Процесс сжатия

Средние показатели адиабаты сжатия при работе двигателя на номинальном режиме определяем по номограмме [1,с.48] при  =7,5 и Та =349,3 К k1=1,3775; средний показатель политропы сжатия принимаем несколько меньше k1 n1= k1-0,02=1,3575.
Давление в конце сжатия
рс = ра  n 1;
рс =0,0857,51,3575 = 1,31 МПа.
Температура в конце сжатия
Тс = Та( n 1-1) ;
Тс =349,37,5(1,3575-1) =717,85 К.
tc=Тс –273;
tc=717,85273=444,85 0C.
Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия
свежей смеси
(mC)=20,6+2,63810-3tc=20,6+2,63810-3444,85=21,77 кДж/(моль град 
остаточных газов
(mC)=23,805 кДж/(моль град -определяем методом экстрополяции (1, табл.7)
рабочей смеси
(mC)=(mC)=1/(1+γr)((mC)+ γr(mC))=21,903 кДж/(моль град
Число молей остаточных газов
Мr =rL0;
Мr =0,960,070,517=0,0347 кмоль/кг топл.
Число молей газов в конце сжатия до сгорания
Мс=М1+Мr ;
Мс=0,505+0,0347=0,5397 кмоль/кг топл.

1.4. Процесс сгорания

Химический коэффициент молекулярного изменения
о=М2/М1,
где М1  количество горючей смеси, отнесенное к 1кг топлива; М2  количество продуктов сгорания, отнесенное к 1кг топлива.
о=0,5367 / 0,505=1,0628.
Действительный коэффициент молекулярного изменения
= (о+γr)/(1+γr);
=(1,0628+0,07)/(1+0,07)=1,0587 .
Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива
Ни=119950(1)L0;
Ни=119950(10,96)0,517=2480,57 кДж/кг топл.
Теплота сгорания рабочей смеси
Н раб. см.=(НиНи)/М1(1+γr );
Н раб. см.=(439302480,57)/0,505(1+0,07)=76708,5 кДж/кг топл.
Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания
(mC)=(1/М2)МCО(mC)+МСО(mC)+МН(mC)+МНО(mC)+
+МN( mC);
(mC)=(1/0,5367)0,0057(22,49+0,0143tz)+0,0655(39,123+0,003349tz)+0,0029
(19,678+0,001758tz)+0,0699(26,67+0,004438tz)+0,393(21,951+0,001457tz)=
=(24,652+0,002076tz ) кДж/(моль град;
Коэффициент использования теплоты  z определяем по рис.37 [1,с.77] исходя из скоростного режима двигателя  z =0,93 .
Температура в конце видимого периода сгорания
 z Н раб. см. + (mC) tc= (mC)tz;
0,9376708,5+21,903445=1,0587(24,652+0,002076tz)tz;;
0,002198  tz2+ 26,099 tz –81085,74=0;
tz =(26,099+)/(20,002198)= 2556,45 0С;
Tz= tz+273=2556,45+273 =2829,45 K.
Максимальное теоретическое давление в конце процесса сгорания
рz = pcTz /Tc;
рz =1,311,05872829,45 /717,85=5,4665 МПа.
Действительное максимальное давление в конце процесса сгорания
рzд =0,85рz;
рzд =0,855,4665=4,6465 МПа.
Степень повышения давления
 =рz / рс ;
 =5,4665/1,31=4,173.

1.5. Процессы расширения и выпуска

Средний показатель адиабаты расширения k2 определяем по номограмме (см. рис.29 [1,с.57]) при заданном  =7,5 для соответствующих значений Tz и α , а средний показатель политропы расширения n2 оцениваем по величине среднего показателя адиабаты k2=1,2511 n2=1,251.
Давление и температура в конце процесса расширения
pb=pz /ε n2 ;
pb=5,7665/7,51,251=0,43957 МПа.
Tb=TZ / ε n2-1;
Tb=2829/7,51,2511=1706 К.
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов
;
=1100 К.
Погрешность составит Δ=100(1100-1040)/1040=5,65 %.

1.6. Индикаторные параметры рабочего цикла

Теоретическое среднее индикаторное давление определяем по формуле

МПа.
Для определения среднего индикаторного давления примем коэффициент полноты индикаторной диаграммы равным и=0,96 , тогда рi =ирi’ =0,961,0406=1,0 МПа.
Индикаторный к.п.д.
i = pi l0  / (Ни 0 v );
i = (1,0 14,9570,96)/(43,931,1890,73) =0,3766.
Индикаторный удельный расход топлива
gi = 3600/( Ниi);
gi = 3600/( 43,930,3766)= 218 г/(кВт ч).

1.7. Эффективные показатели двигателя

Среднее давление механических потерь для карбюраторного двигателя с числом цилиндров
до 6 и отношением S/D1
pм=0,034+0,0113Vп;
Предварительно приняв ход поршня S равным 70 мм, получим
Vп=Sn/3104
Vп =704500/3104=10,35 м/с.
pм=0,034+0,011310,35=0,151 МПа.
Среднее эффективное давление и механический к.п.д.
pе=pi  pм ;
pе =1,00,151=0,849 МПа.
м = ре / рi ;
м =0,849/1,0=0,849.
Эффективный к.п.д. и эффективный удельный расход топлива
е=iм ;
е=0,37660,849=0,3198.
ge=3600/(Ние);
ge=3600/(43,930,3198)=256 г/(кВт ч).

1.8. Основные параметры цилиндра и двигателя

а. Литраж двигателя Vл=30Nе/(ре n)=30444,1/(0,8494500)=1,3852 л.
б. Рабочий объем цилиндра Vh=Vл / i =1,3852/4=0,3463 л.
в. Диаметр цилиндра D=2103√(Vh/(πS))=2103(0,3463/(3,1470))=96,8 мм.
Окончательно принимаем S=70 мм и D=80 мм. Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям S и D
а. Литраж двигателя Vл=D2Si / (4106) =3,14802 704/(4106)=1,41 л.
б. Площадь поршня Fп=D2 / 4=3,14802/4=5024 мм2 =50,24 см2.
в. Эффективная мощность Nе=реVлn/(30)=0,8491,414500/(304)=44,89 кВт.
Расхождение с заданной мощностью =100(Nе зNе)/ Nе з=100(44,1-44,89)/44,89=0,017 .
г. Эффективный крутящий момент Ме=(3*104/)(Ne/n)=(3104/3,14)(44,89/4500)=95,3 Н м.
д. Часовой расход топлива Gт=Ne ge 103 =44,89256103=11,492 кг/ч.
е. Литровая мощность двигателя Nл=Ne/Vл=44,89/1,41=31,84 кВт/л.

1.9. Построение индикаторной диаграммы

Режим двигателя Ne=44,89 кВт, n=4500 об/мин.
Масштабы диаграммы хода поршня Ms=0,7 мм в мм, давлений Mp=0,035 МПа в мм.
Величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания
АВ=S/Ms=70/0,7=100 мм;
ОА=АВ / (1)=100/(7,51)=15,38 мм.
Масштабная высота диаграммы (т. Z)
Pz/Мр=5,4665/0,035=156,2 мм.
Ординаты характерных точек
ра / Мр=0,085/0,035=2,4 мм;
рс / Мр=1,31/0,035=37,4 мм;
рb / Мр=0,4395/0,035=12,6 мм;
рr / Мр=0,118/0,035 =3,4 мм;
ро / Мр=0,1/0,035=2,9 мм.
Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом
а. Политропа сжатия рх=ра(Vа / Vх )n1. Отсюда рх / Мр=(ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1 мм,
где ОВ= ОА+АВ=15,38+100=115,38 мм; n1 1,3575 .
б. Политропа расширения рх = рb(Vb / Vх)n2. Отсюда рх / Мр=(pb/Мр)(ОВ/ОХ)n2 мм,
где ОВ=115,38; n2=1,251.
Данные расчета точек политроп приведены в табл.1.1.
Теоретическое среднее индикаторное давление
рi’=F1Mp/AB=29500,035/100=1,0325 МПа,
где F1=2950 мм2  площадь диаграммы aczba на рис.1.1.
Величина рi’ =1,0325 МПа полученная планиметрированием индикаторной диаграммы очень близка к величине рi’=1,0406 МПа полученной в тепловом расчете.
Таблица 1.1.

№ точек
ОХ, мм
ОВ/ОХ
Политропа сжатия
Политропа расширения

(ОВ/ОХ)1,3575
Рх/Мр, мм
Рх,МПа
(ОВ/ОХ)1,251
Рх/Мр, мм
Рх,МПа

12 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
15,416,5 17,8 19,2 21,0 23,1 25,6 28,9 33,0 38,5 46,2 57,7 76,9 115,4
7,57 6,5 6 5,5 5 4,5 4 3,5 3 2,5 2 1,5 1
15,4114,04 12,69 11,39 10,12 8,89 7,70 6,57 5,48 4,44 3,47 2,56 1,73 1
37,033,6 30,4 27,4 24,3 21,3 18,5 15,7 13,1 10,7 8,3 6,1 4,2 2,4
1,30 (точка с) 1,18 1,06 0,96 0,85 0,75 0,65 0,55 0,46 0,37 0,29 0,21 0,15 0,08 (точка a)
12,4411,40 10,40 9,41 8,44 7,49 6,56 5,66 4,79 3,95 3,15 2,38 1,66 1
156,5143,6 130,6 118,8 106,2 94,3 82,9 71,2 60,3 49,7 39,6 30,0 20,9 12,6
5,48 (точка z) 5,03 4,57 4,16 3,72 3,30 2,90 2,49 2,11 1,74 1,39 1,05 0,73 0,441

Фазы газораспределения двигателя
открытие впускного клапана (точка r’) 10 до в.м.т.
закрытие впускного клапана (точка a’’) 46 после н.м.т.
открытие выпускного клапана (точка b’) 46 до н.м.т.
закрытие выпускного клапана (точка a’) 10 после в.м.т.
угол опережения зажигания (точка c’) 35 до в.м.т.

В соответствии с фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяем положение точек r’,a»,b’,a’,c’ и f по формуле для перемещения поршня
AX= ,
где   отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (предварительно принимаем =0,285).
Расчеты ординат точек сведены в табл. 1.2.

Таблица1.2.

Обозначе-ние точек
Положение точек
φ°

AX, мм

r’
10° до в.м.т.
10
0,0195
0,975

a’
10° после в.м.т.
10
0,0195
0,975

a»
46° после н.м.т.
134
1,7684
88,42

c’
35° до в.м.т.
35
0,2245
11,225

f
30° до в.м.т.
30
0,1655
8,275

b’
46° до н.м.т.
134
1,7684
88,42

Положение точки с’’ определяется из выражения
pc’’ =(1,15…1,25)pc;
pc’’ =1,251,31=1,638 МПа; pc’’/Мp=1,638/0,035=46,8 мм.
Действительное давление сгорания
pzд=0,85рz;
pzд=0,855,4665=4,6465 МПа.
pzд/МP=4,6465/0,035=132,8 мм.

1.10.Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом
Qo=HиGт/3,6;
Qo=4393011,492/3,6=140234 Дж/с.
Теплота, эквивалентная эффективной работе
Qе=1000Nе;
Qе=100044,89=44890 Дж/с.
Теплота , передаваемая охлаждающей среде
Qв=c i D1+2m nm(Hи-Hи)/(Hи),
где c=0,5  коэффициент пропорциональности для четырехтактного двигателя; m=0,62показатель степени для четырехтактного двигателя; i = 4  число цилиндров; n=4500 об/мин  частота вращения коленвала.
Qв=0,5481+2*0,62 45000,62(43930-2480,54)/(0,9643930)=38144 Дж/с.
Теплота, унесенная с отработавшими газами
Qг=(Gт/3,6)M2(mC)+8,315tr-M1(mC)+8,315to,
где (mC)=25,176 кДж/(кмольград)  теплоемкость остаточных газов,
(mC)=20,775 кДж/(кмоль град)  теплоемкость свежего заряда (для воздуха) определяем по табл.5,71,с.16,18.
Qг=(11,492/3,6) 0,530725,176+8,3157670,50520,775+8,31520=43071,8 Дж/с.
Теплота, потерянная изза химической неполноты сгорания топлива
Qн.с.= HиGт/3,6;
Qн.с.=2480,5411,492/3,6=7918 Дж/с.
Неучтенные потери теплоты
Qост.= Q0-( Qе+ Qв+ Qг+ Qн.с).=6210,2
Составляющие теплового баланса представлены в табл.1.3.

Таблица 1.3.

Составляющие теплового баланса
Q, Дж/с
q,%

Теплота, эквивалентная эффективной работе
44890
32

Теплота, передаваемая охлаждающей среде
38144
27,2

Теплота, унесенная с отработавшими газами
43071
30,7

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива
7918
5,6

Неучтенные потери теплоты
6210,2
4,5

Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом
140234
100

2.ВНЕШНЯЯ СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ДВИГАТЕЛЯ [1, с.106112]

Эффективная мощность двигателя определяется по формуле
Nex=Ne,
где Ne=44,89 кВт ; nN=4500 об/мин.
Эффективный крутящий момент
Mex=3104 Nex/(nx);
Удельный эффективный расход топлива
gex= geN,
где geN=256 г/(кВт ч).
Часовой расход топлива
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 , об/мин
Ne , кВт
Me , Н м
ge , г/(кВтч)
Gt , кг/ч
v


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.

№
Наименование и размерность показателей
Обознач-ие показателя
Проектируемый двигатель
Прототип (ЗАЗ-968М)

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 (номинальный режим), об/мин
n
4500
4400

6
Ход поршня, мм
S
70
66

7
Максимальная мощность (номинальный режим), кВт
Ne
44,89
30,8

8
Удельный эффективный расход топлива (номинальный режим), г/(кВт* ч)
ge
256
—

9
Максимальный крутящий момент (номинальный режим), Н* м
Me max
118,2
92,3

10
Частота вращения коленвала, соответствующая максимальному моменту, об/мин
nM
2700
3000

11
Среднее эффективное давление (номинальный режим), МН/м2
Pe
0,849
0,7

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

13
Минимальный удельный эффективный расход топлива, г/(кВт* ч)
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,
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+ sin2)=4710,035 (sin+ sin2) м/с.
Ускорение поршня
j=2R(cos+ cos2)=47120,0,35(cos+0,285 cos2) м/с2.
Результаты расчетов занесены в табл.4.1.

Таблица 4.1.

°

Sx, мм

Vn, м/с
cos+cos2
j, м/с2

0
0
0
0
0,0000
1,2850
9977

10
0,0195
0,6821
0,2224
3,6660
1,2526
9726

20
0,0770
2,6942
0,4336
7,1482
1,1580
8991

30
0,1696
5,9360
0,6234
10,2769
1,0085
7831

40
0,2928
10,2492
0,7831
12,9098
0,8155
6332

50
0,4408
15,4292
0,9064
14,9417
0,5933
4607

60
0,6069
21,2406
0,9894
16,3108
0,3575
2776

70
0,7838
27,4334
1,0313
17,0008
0,1237
960

80
0,9646
33,7594
1,0335
17,0380
-0,0942
-731

90
1,1425
39,9875
1,0000
16,4850
-0,2850
-2213

100
1,3119
45,9148
0,9361
15,4311
-0,4415
-3428

110
1,4679
51,3748
0,8481
13,9809
-0,5603
-4351

120
1,6069
56,2406
0,7426
12,2420
-0,6425
-4989

130
1,7264
60,4244
0,6257
10,3148
-0,6923
-5375

140
1,8249
63,8723
0,5025
8,2829
-0,7166
-5564

150
1,9017
66,5578
0,3766
6,2081
-0,7235
-5618

160
1,9564
68,4727
0,2504
4,1282
-0,7214
-5601

170
1,9891
69,6187
0,1249
2,0591
-0,7170
-5567

180
2,0000
70,0000
0,0000
0,0000
-0,7150
-5552

190
1,9891
69,6187
-0,1249
-2,0591
-0,7170
-5567

200
1,9564
68,4727
-0,2504
-4,1282
-0,7214
-5601

210
1,9017
66,5578
-0,3766
-6,2081
-0,7235
-5618

220
1,8249
63,8723
-0,5025
-8,2829
-0,7166
-5564

230
1,7264
60,4244
-0,6257
-10,3148
-0,6923
-5375

240
1,6069
56,2406
-0,7426
-12,2420
-0,6425
-4989

250
1,4679
51,3748
-0,8481
-13,9809
-0,5603
-4351

260
1,3119
45,9148
-0,9361
-15,4311
-0,4415
-3428

270
1,1425
39,9875
-1,0000
-16,4850
-0,2850
-2213

280
0,9646
33,7594
-1,0335
-17,0380
-0,0942
-731

290
0,7838
27,4334
-1,0313
-17,0008
0,1237
960

300
0,6069
21,2406
-0,9894
-16,3108
0,3575
2776

310
0,4408
15,4292
-0,9064
-14,9417
0,5933
4607

320
0,2928
10,2492
-0,7831
-12,9098
0,8155
6332

330
0,1696
5,9360
-0,6234
-10,2769
1,0085
7831

340
0,0770
2,6942
-0,4336
-7,1482
1,1580
8991

350
0,0195
0,6821
-0,2224
-3,6660
1,2526
9726

360
0,0000
0,0000
0,0000
0,0000
1,2850
9977

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

4.2.Динамический расчет двигателя
4.2.1.Силы давления газов

Используя метод Брикса производим развертывание индикаторной диаграммы по углу поворота коленчатого вала (рис.4.4.). Поправка Брикса R/(2MS)=350,285/(21)=4,98 мм,
где MS=1 мм в мм  масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме (масштаб изменен для удобства).
Масштабы развернутой диаграммы давлений и удельных сил MP =0,04 МПа в мм; угла поворота кривошипа М=2° в мм, или М’=4/ОВ=43,14/360=0,0349 рад в мм, где ОВ длина развернутой индикаторной диаграммы в мм.
По развернутой индикаторной диаграмме через каждые 30° угла поворота кривошипа (на участках резкого изменения давления интервал сокращается до 10°) определяем значение  pГ и заносим в гр.2 сводной табл.4.2. динамического расчета.

4.2.2.Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

По табл.21 1,с.127 с учетом диаметра цилиндра, отношения S/D и V-образного расположения цилиндров устанавливаем
а. масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято m’п=100 кг/м2)
mп=m’пF п=1000,005024=0,5024 кг;
б. масса шатуна (для стального кованного шатун принято m’ш=150 кг/м2)
mш= m’ш F п=1500,005024=0,7536 кг;
в. масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для чугунного
литого вала принято m’к=180 кг/м2) mк= m’к F п=1800,005024=0,9043 кг.
Масса шатуна, сосредоточенная па оси поршневого пальца
mшп=0,275mш=0,2750,7536=0,207 ­кг.
Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа
mшк=0,725mш=0,7250,7536=0,546 кг.
Массы, совершающие возвратно-поступательные движения
mj=mп+mшп=0,5024+0,207=0,709 кг.
Массы, совершающие вращательное движение
mR=mк+mшк=0,904+0,546=1,45 кг.

4.2.3.Удельные и полные силы инерции

Из табл.4.1. переносим значения j в гр.3 табл. 4.2. и определяем значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (гр.4)
pj=jmj/Fп=j0,709106/0,005024=j135,3106 МПа.
Центробежная сила инерции вращающихся масс
KR=mRR2=1,450,0354712103=11,258 кН.
Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна
KRш=mшкR2=0,5460,0354712103=4,239 кН.
Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа
KRк=mкR2=0,9040,0354712103=7,019 кН.

4.2.4.Удельные суммарные силы

Удельная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца (гр.5 табл.4.2.) p=pг+ рj.
Удельная нормальная сила (гр.7 табл. 4.2.) pN=ptg,
где значения tg определяем для =0,285 по табл.22 1,с.130 и заносим в гр.6.
Удельная сила, действующая вдоль шатуна (гр.9 табл. 4.2.) ps=p(1/cos).
Удельная сила, действующая по радиусу кривошипа (гр.11 табл. 4.2.) pк=pcos(+)/cos.
Удельная тангенциальная сила (гр.13 табл. 4.2.) pT= psin(+)/cos.
Полная тангенциальная сила (гр.14) T=pTFП=pT0,0073898103.
Таблица 4.2.

0
РГ
I, м/с2
Рi , МПа
Р, МПа
tg 
PN, МПа
1/cos
PS, МПа
cos+/cos
рК, МПа
sin+/cos
РТ, МПа
Т, кН
МКР. Ц., Н*м

0
0,05
9977
-1,408
-1,358
0
0
1
-1,358
1
-1,358
0
0
0
0

30
-0,08
7831
-1,105
-1,185
0,143
-0,169
1,01
-1,197
0,794
-0,941
0,624
-0,739
-3,715
-130,03

60
-0,1
2776
-0,392
-0,492
0,253
-0,124
1,031
-0,507
0,281
-0,138
0,993
-0,488
-2,453
-85,86

90
-0,05
-2213
0,312
0,262
0,295
0,077
1,043
0,274
-0,285
-0,075
1
0,262
1,318
46,12

120
-0,03
-4989
0,704
0,674
0,252
0,170
1,031
0,695
-0,719
-0,485
0,74
0,499
2,506
87,70

150
-0,02
-5618
0,793
0,773
0,145
0,112
1,01
0,781
-0,938
-0,725
0,375
0,290
1,456
50,96

180
0
-5552
0,783
0,783
0
0
1
0,783
-1
0,783
0
0
0
0

210
0,05
-5618
0,793
0,843
-0,143
-0,121
1,01
0,851
-0,938
-0,791
-0,375
-0,316
-1,588
-55,57

240
0,08
-4989
0,704
0,784
-0,253
-0,198
1,031
0,808
-0,719
-0,564
-0,74
-0,580
-2,915
-102,02

270
0,1
-2213
0,312
0,412
-0,295
-0,122
1,043
0,430
-0,285
-0,118
-1
-0,412
-2,071
-72,5

300
0,2
2776
-0,392
-0,192
-0,252
0,048
1,031
-0,198
0,281
-0,054
-0,993
0,190
0,956
33,48

330
0,52
7831
-1,105
-0,585
-0,145
0,085
1,01
-0,591
0,794
-0,465
-0,624
0,365
1,834
64,2

360
1,25
9977
-1,408
-0,158
0
0
1
-0,158
1
-0,158
0
0
0
0

370
4,65
9726
-1,373
3,277
0,049
0,161
1,001
3,281
0,976
3,199
0,222
0,728
3,655
127,94

390
2,8
7831
-1,105
1,695
0,143
0,242
1,01
1,712
0,794
1,346
0,624
1,058
5,314
185,97

420
1,24
2776
-0,392
0,848
0,253
0,215
1,031
0,875
0,281
0,238
0,993
0,842
4,232
148,12

450
0,68
-2213
0,312
0,992
0,295
0,293
1,043
1,035
-0,285
-0,283
1
0,992
4,985
174,48

480
0,45
-4989
0,704
1,154
0,252
0,291
1,031
1,190
-0,719
-0,830
0,74
0,854
4,290
150,16

510
0,3
-5618
0,793
1,093
0,145
0,158
1,01
1,104
-0,938
-1,025
0,375
0,410
2,059
72,06

540
0,16
-5552
0,783
0,943
0
0
1
0,943
-1
0,943
0
0
0
0

570
0,08
-5618
0,793
0,873
-0,143
-0,125
1,01
0,882
-0,938
-0,819
-0,375
-0,327
-1,644
-57,55

600
0,05
-4989
0,704
0,754
-0,253
-0,191
1,031
0,777
-0,719
-0,542
-0,74
-0,558
-2,803
-98,11

630
0,032
-2213
0,312
0,344
-0,295
-0,102
1,043
0,359
-0,285
-0,098
-1
-0,344
-1,730
-60,54

660
0,02
2776
-0,392
-0,372
-0,252
0,094
1,031
-0,383
0,281
-0,104
-0,993
0,369
1,854
64,91

690
0,012
7831
-1,105
-1,093
-0,145
0,158
1,01
-1,104
0,794
-0,868
-0,624
0,682
3,427
119,94

720
0,005
9977
-1,408
-1,403
0
0
1
-1,403
1
-1,403
0
0
0
0

По данным табл. 4.2. строим графики изменения удельных сил pj , p , ps , pN , pK и pT в зависимости от угла поворота коленчатого вала  (рис. 4.5., 4.6., 4.7, 4.8.).
Среднее значение тангенциальной силы за цикл
а. по данным теплового расчета
Тср=2106РiFп/()=210610,005024/(3,144)=800 Н
б. по площади, заключенной между кривой РТ и осью абцисс (рис. 4.8.)
РТср =(F1 -F2)Мр/ОВ=(3493-2073)0,04/360=0,1585
Тср= РТср  Fп=0,15850,005024106=795,1 Н
Ошибка =(800-795,1)/800=0,6 %

4.2.5.Крутящие моменты

Крутящий момент одного цилиндра (гр.15 табл.4.2.)
Мкр.ц=ТR=T0,046103 Н м.
Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с равными интервалами между вспышками θ=720/i=720/4=180°.
Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (табл. 4.3.) через каждые 30° угла поворота коленчатого вала и по полученным данным строится кривая Мкр (рис. 4.9.).

Таблица 4.3.

0
цилиндры
МКР, Н*м

1-й
2-й
3-й
4-й

0 кривошипа
МКР. Ц., Н*м
0 кривошипа
МКР. Ц., Н*м
0 кривошипа
МКР. Ц., Н*м
0 кривошипа
МКР. Ц., Н*м

0
0
0
180
0
360
0
540
0
0

30
30
-130,032
210
-55,574
390
185,974
570
-57,552
-57,2

60
60
-85,860
240
-102,017
420
148,116
600
-98,113
-137,9

90
90
46,120
270
-72,496
450
174,483
630
-60,539
87,6

120
120
87,703
300
33,477
480
150,162
660
64,907
336,2

150
150
50,958
330
64,197
510
72,059
690
119,937
307,2

180
180
0
360
0
540
0
720
0
0

Средний крутящий момент двигателя
по данным теплового расчета
Мкр. ср=Мi=Ме/м=95,3/0,849=112,2 Н м.
по площади, заключенной под кривой Мкр (рис.4.7.)
Мкр.ср=Мм==111,02 Н м.
Погрешность составит =100(112,2111,02)/112,2=1,05 %.
Максимальный и минимальный крутящие моменты (рис.4.9.)
Мкр.max= 336,2 Н м; Мкр.min= -137,9 Н м.

4.2.6.Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Для проведения расчета результирующей силы, действующей на шатунную шейку двигателя, составляем табл.4.4.
Суммарная сила, действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа
Рк=К+КRш=(К4,239) кН, где К=ркF­п=рк0,005024103 кН.
Результирующую силу Rш.ш , действующую на шатунную шейку, определяем графическим сложением векторов сил Т и Рк при построении полярной диаграммы (рис.4.10.). Масштаб сил на полярной диаграмме Мр=0,1 кН в мм. Значения Rш.ш для различных  заносим в табл.4.4. и по ним строим диаграмму RШ.Ш. в прямоугольных координатах (рис.4.11.).

Таблица 4.4.

°
Полные силы, кН

T
K
Pк
Rш.ш
KРк
Rк

0

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
0
-6,823
-11,062
11,06
-18,081
18,08

30
-3,715
-4,727
-8,966
9,83
-15,985
16,45

60
-2,453
-0,694
-4,933
5,45
-11,952
12,05

90
1,318
-0,376
-4,615
4,75
-11,634
11,63

120
2,506
-2,435
-6,674
7,17
-13,693
13,94

150
1,456
-3,642
-7,881
7,79
-14,900
14,85

180
0
-3,936
-8,175
8,11
-15,194
15,05

210
-1,592
-3,972
-8,211
8,30
-15,230
15,21

240
0,000
-2,832
-7,071
7,52
-14,090
14,32

270
-2,071
-0,590
-4,829
5,18
-11,848
11,91

300
0,956
-0,271
-4,510
4,58
-11,529
11,51

330
1,834
-2,334
-6,573
6,7
-13,592
13,85

360
0,000
-0,794
-5,033
5,03
-12,052
12,03

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
-10,060
9,89

450
4,985
-1,421
-5,660
7,50
-12,679
13,51

480
4,290
-4,169
-8,408
9,41
-15,427
15,97

510
2,059
-5,150
-9,389
9,50
-16,408
16,45

540
0
-4,740
-8,979
8,98
-15,998
16,03

570
-1,644
-4,113
-8,352
8,41
-15,371
15,31

600
-2,803
-2,724
-6,963
7,45
-13,982
14,04

630
-1,730
-0,493
-4,732
5,06
-11,751
11,81

660
1,854
-0,525
-4,764
5,17
-11,783
11,91

690
3,427
-4,360
-8,599
9,21
-15,618
15,91

720
0
-7,049
-11,062
11,06
-18,307
18,08

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
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12

Rшш0
11,06
11,06
11,06

11,06
11,06

Rшш30
9,83
9,83
9,83

9,83

Rшш60
5,45
5,45
5,45

5,45

Rшш90
4,75
4,75

4,75
4,75

Rшш120
7,17
7,17

7,17
7,17

Rшш150
7,79
7,79

7,79
7,79

Rшш180
8,11
8,11
8,11

8,11
8,11

Rшш210
8,30
8,30
8,30

8,30

Rшш240
7,52
7,52
7,52

7,52

Rшш270
5,18
5,18
5,18

5,18

Rшш300
4,58
4,58

4,58
4,58

Rшш330
6,7
6,7

6,7
6,7

Rшш360
5,03
5,03
5,03

5,03
5,03

Rшш390

5,85
5,85
5,85
5,85

Rшш420

4,72
4,72
4,72
4,72

Rшш450
7,50

7,50
7,50
7,50

Rшш480
9,41
9,41

9,41
9,41

Rшш510
9,50
9,50

9,50
9,50

Rшш540
8,98
8,98
8,98

8,98
8,98

Rшш570
8,41
8,41
8,41

8,41

Rшш600
7,45
7,45
7,45

7,45

Rшш630
5,06
5,06
5,06

5,06

Rшш660
5,17
5,17

5,17
5,17

Rшш690
9,21
9,21

9,21
9,21

Rшш
162,16
154,66
90,38

5,85
10,57
18,07
115,53
161,43

4.2.7.Силы, действующие на колено вала

Суммарная сила, действующая на колено вала по радиусу кривошипа
КРк=Рк+КRк=Рк7,019 кН.
Результирующую силу, действующую на колено вала Rк=Rшш+КРк, определяем по диаграмме Rш.ш (рис.4.10.). Векторы из полюса Ок до соответствующих точек на полярной диаграмме в масштабе Мр=0,15 кН в мм выражают силы Rк , значение которых для различных  заносим в табл.4.4.

5. Анализ компьютерного расчета на ЭВМ

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

№
Наименование и размерность показателей
Обозначение показателя
Расчет на ЭВМ с использованием специальной программы
Расчет без использования специальной программы

1
Теоретическое среднее индикаторное давление, МПа
Рi’
0,9958
1,041

2
Среднее индикаторное давление, МПа
Рi
0,956
1

3
Индикторный КПД
i
0,3317
0,351

4
Удельный индикаторный расход топлива, г/(кВт*ч)
gi
242,6
218

5
Среднее эффективное давление
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 топлива, г/(кВт*ч)
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 максимальной мощности, Н*м
Me
116,548
95,3

12
Давление механических потерь
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
;
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=,
где m=1,57  коэффициент, зависящий от способа монтажа кольца.

Таблица 7.1.

°
0
30
60
90
120
150
180

к
1,05
1,05
1,14
0,90
0,45
0,67
2,85

р , МПа
0,118
0,118
0,128
0,101
0,05
0,075
0,319

из2= МПа.
Монтажный зазор в замке поршневого кольца к=к’+D[к (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=,
где =dв/dп=14/20=0,7 – отношение внутреннего диаметра кольца к наружному.
из= МПа.
Касательное напряжение среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна
=;
= МПа.
Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации
dп max=;
dп max=0,0297 мм.
Напряжение овализации на внешней поверхности пальца
в горизонтальной плоскости (рис.7.3. точки 1, =0°)
а 0°=;
а 0°115,45 МПа;
в вертикальной плоскости (рис.7.3. точки 3, =90°)
а 90°;
а 90°199,78 МПа.
Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца
в горизонтальной плоскости (рис.7.3. точки 2, =0°)
i 0°;
i 0° 291,14 МПа.
в вертикальной плоскости (рис.7.3. точки 4, =90°)
i 90°=;
i 90°166,18 МПа.
Расчетная схема поршневого пальца приведена на рис. 7.3.

7.4. Расчет коленчатого вала

На основании данных динамического расчета имеем
центробежная сила инерции вращающихся масс 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.

°
T1′, Н
MT, Н* м
MTsinm
Kpк’, Н
Z’, Н
MZ, Н* м
MZcosm
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.