Проектирование бензинового двигателя

• Введение
• 1. Расчёт и выбор исходных параметров
• 2. Тепловой расчет проектируемого двигателя
• 2.1 Топливо
• 2.2 Параметры рабочего тела
• 2.3 Параметры окружающей среды и остаточных газов
• 2.4 Расчет параметров в конце процесса впуска
• 2.5 Процесс сжатия
• 2.6 Процесс сгорания
• 2.7 Процесс расширения
• 2.8 Индикаторные и эффективные параметры рабочего цикла, основные параметры цилиндра и двигателя
• 2.9 Построение индикаторной диаграммы
• 2.10 Построение круговой диаграммы фаз газораспределения
• 3. Расчет и построение внешней скоростной характеристики
• 4. Динамический расчет КШМ с применением ЭВМ
• 4.1 Силы давления газов
• 4.2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма
• 4.3 Силы инерции
• 4.4 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме
• 4.5 Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала
• 5. Патентно-информационный поиск аналогов заданного типа ДВС
• 6. Обоснование и выбор механизмов и систем проектируемого двигателя
• 7. Расчет масляного насоса
• 8. Техническая характеристика двигателя
• Заключение
• Список литературы
• Приложение А

Особенности и тенденции развития конструкций автомобильных и тракторных двигателей полностью определяются требованиями, предъявляемыми к автомобилям и тракторам промышленностью и сельским хозяйством. Эти требования сводятся к обеспечению максимальной производительности автомобиля и трактора, минимальной стоимости перевозок и выполняемых трактором работ при надёжной и безопасной их работе. Основные требования, предъявляемые к автомобильным и тракторным двигателям, следующие:

1. Развитие необходимой мощности двигателей при различных скоростях движения автомобиля.

2. Максимально возможная экономичность на всех режимах работы.

3. Простота конструкции, упрощающая условия выпуска и последующих ремонтов автомобильных и тракторных двигателей и облегчающая условия их обслуживания и эксплуатации.

4. Низкая производственная стоимость, достигаемая за счёт обеспечения технологичности конструкции деталей автомобильных и тракторных двигателей, снижения их веса и применения полноценных заменителей металлов.

5. Возможно меньший удельный и литровый веса двигателя, достигаемые без снижения надёжности и долговечности его работы.

6. Максимально целесообразное уравновешивание двигателя и необходимая равномерность хода.

7. Удобство в эксплуатации, а также простота и удобство ремонта и технического обслуживания в гаражных и дорожных условиях.

8. Высокая надёжность и долговечность работы.

В соответствии с перечисленными требованиями конструкции современных автомобильных и тракторных двигателей развиваются и совершенствуются в направлениях максимального их соответствия условиям эксплуатации, повышения экономичности и снижения себестоимости.

1. Расчёт и выбор исходных параметров.

Исходные данные:

Полная масса автомобиля:

Максимальная скорость автомобиля:

Высота автомобиля:

Ширина колеи передних колёс автомобиля:

Тип проектируемого двигателя — бензиновый.

Степень сжатия:

Число цилиндров:

Число тактов двигателя:

Отношение хода поршня к диаметру:

Коэффициент избытка воздуха:

Частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности:

Определяем номинальную мощность двигателя, необходимую для развития автомобилем максимальной скорости:

(1.1).

где — ускорение свободного падения,.

— коэффициент дорожного сопротивления, преодолеваемый АТС намаксимальной скорости,.

— коэффициент сопротивления воздуха,.

Принимаем.

— коэффициент полезного действия трансмиссии, для АТС с колесной формулой: , принимаем.

— площадь лобового сопротивления АТС, При этом:

(1.2).

где — ширина колеи передних колес АТС,.

— габаритная высота АТС,.

Тогда:

2. Тепловой расчет проектируемого двигателя.

Тепловой расчет будем производить на режиме номинальной мощности. Целью теплового расчета является определение аналитическим путем основных параметров, характеризующих двигатель в целом (среднее эффективное давление, удельный эффективный расход топлива, эффективный коэффициент полезного действия), основных размеров двигателей (литраж, рабочий объем цилиндра, ход поршня и диаметр цилиндра) и построение индикаторной диаграммы.

2.1 Топливо.

Для бензинового двигателя в соответствии с заданной степенью сжатия определяем марку бензина (ГОСТ 51 105 — 97) по таблице 1.

Таблица 1 — Выбор марки бензина.

Для проектируемого двигателя оптимальным является бензин марки АИ-98.

Средний элементарный состав бензина:

где — массовые доли углерода и водорода в 1 кг топлива соответственно; молярная масса.

Определяем низшую теплоту сгорания топлива :

(2.1).

2.2 Параметры рабочего тела.

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива.

(2.2).

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива.

(2.3).

Определяем количество горючей смеси.

(2.4).

Определяем количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

(2.5).

(2.6).

(2.7).

(2.8).

(2.9).

Определяем общее количество продуктов сгорания:

(2.10).

2.3 Параметры окружающей среды и остаточных газов.

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува:

Давление остаточных газов:

(2.11),.

Температура остаточных газов:

(2.12).

Принимаем .

2.4 Расчет параметров в конце процесса впуска.

Давление газов в цилиндре:

(2.13).

где — потери давления на впуске.

(2.14).

Коэффициент остаточных газов:

(2.15).

Принимаем, (для бензинового двигателя).

Температура в конце впуска:

(2.16).

Коэффициент наполнения:

(2.17).

Таким образом, полученные результаты соответствуют параметрам современных четырехтактных бензиновых двигателей, где.

2.5 Процесс сжатия.

Давление и температура в конце сжатия:

(2.18).

(2.19).

где — показатель политропы сжатия.

Значение политропы сжатия определяется по формуле:

(2.20).

У современных двигателей значения и находятся в пределах: и .

2.6 Процесс сгорания.

Максимальная температура цикла в двигателе определяется из уравнений сгораний:

(2.21).

где — средняя мольная теплоемкость свежего заряда:

(2.22).

— коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

(2.23).

— количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания:

(2.24).

Принимаем коэффициент использования тепла.

— средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме:

(2.25).

Решив уравнение вида:

Давление в конце сгорания теоретическое:

(2.26).

Действительное давление в конце сгорания:

(2.27).

Для современных двигателей давление и температура в конце сгорания находится в пределах:

2.7 Процесс расширения.

Давление в конце расширения:

(2.28).

где — показатель политропы расширения.

(2.29).

Температура в конце расширения:

(2.30).

Для современных двигателей давление и температура в конце расширения находится в пределах:

Производим проверку ранее принятой температуры остаточных газов:

(2.31).

Полученная температура соответствует нормам температуры остаточных газов.

2.8 Индикаторные и эффективные параметры рабочего цикла, основные параметры цилиндра и двигателя.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

(2.32).

Действительное среднее индикаторное давление:

(2.33).

где — коэффициент полноты диаграммы;

Индикаторный коэффициент полезного действия:

(2.34).

где — плотность заряда на впуске;

Удельный индикаторный расход топлива:

(2.35),.

Таблица 2 — Значения коэффициентов для расчета механических потерь.

Среднее давление механических потерь вычисляем в соответствии с данными таблицы 2.

(2.36).

где — скорость поршня, определяется по формуле:

(2.37).

Ход поршня выбирается предварительно по прототипу (двигатель автомобиля Peugeot 306) ;

Среднее эффективное давление:

(2.38).

Механический КПД:

(2.39).

Литраж двигателя:

(2.40).

Рабочий объем цилиндра:

(2.41).

Диаметр цилиндра: (2.42).

Ход поршня:

(2.43).

где — заданный коэффициент короткоходности,.

Скорость поршня:

Необходимо организовать сравнение :

Литраж двигателя:

(2.44).

Эффективная мощность:

(2.45).

Литровая мощность:

(2.46),.

Эффективный крутящий момент:

(2.47).

Эффективный КПД:

(2.48).

Удельный эффективный расход топлива:

(2.49).

Часовой расход топлива:

(2.50).

2.9 Построение индикаторной диаграммы.

Из начала координат под углом =15 к горизонтальной оси проводим луч ОК, угол обычно выбираем из интервала 15. 20.

Под углами =21 и =19 к вертикальной оси проводим лучи ОМ и ОN.

Величины углов и вычисляем по формулам:

= (2.51).

= (2.52).

где, показатели политроп сжатия и расширения.

Для построения политропы сжатия из точки C проводим горизонтальную линию до пересечения с вертикальной осью. Из полученной точки под углом 45 проводим прямую линию до пересечения с лучом ОМ, а из полученной точки пересечения — горизонтальную линию. Затем из точки C опускаем перпендикуляр к горизонтальной оси до пересечения с лучом ОК. Из полученной точки проводим прямую линию под углом 45 к вертикали до пересечения с горизонтальной осью, а из этой точки восстанавливаем перпендикуляр к горизонтальной оси до пересечения с ранее проведенной горизонтальной линией. Полученная точка принадлежит политропе сжатия. Последующие точки политропы сжатия находим аналогичным построением, но за начальную берем точку, полученная перед этим.

Указанные построения повторяем до получения требуемого числа точек политропы сжатия. Точки соединяем плавной кривой, образующей политропу сжатия индикаторной диаграммы.

Построение политропы расширения производим аналогично построению политропы сжатия.

Из точки Z проводим горизонтальную линию до пересечения с вертикальной осью, из точки их пересечения под углом 45 к вертикали проводим прямую линию до пересечения с лучом ОN, а из этой точки проводим горизонтальную линию до пересечения с продолжением вертикальной линии, полученной при нахождении аналогичной точки политропы сжатия. В месте пересечения этих линий получаем точку, принадлежащую политропе расширения.

Подобным образом строим следующие точки политропы расширения, выбирая каждый раз за начальную точку последнюю, полученную при предыдущем построении. Затем все точки соединяем плавной кривой, образующей политропу расширения.

После построения политроп сжатия и расширения производим скругление индикаторной диаграммы с учетом предварения открытия выпускного клапана, опережения зажигания и скорости нарастания давления, а также наносим линии впуска и выпуска.

Для этой цели под горизонтальной осью проводим на пути поршня S, как на диаметре, полуокружность радиусом S/2. Из центра полуокружности О' в сторону нижней мертвой точки (н. м. т.) откладываем отрезок О’О₁ мм, длиной:

(2.53).

где r — радиус кривошипа, мм;

отношение радиуса кривошипа к длине шатуна проектируемого двигателя, =0,23…0,3 мм.

бензиновый двигатель автомобильный тракторный Из точки под углом (угол опережения открытия выпускного клапана), проводим луч. Полученную точку, соответствующую открытию выпускного клапана, сносим на политропу расширения (точка b').

Луч проводят под углом, соответствующем углу опережения зажигания (= 20.30), а точку сносим на политропу сжатия, получая точку d'. Положение точки с'' (действительное давление в конце такта сжатия) определяем как, а положение точки z' (действительное максимальное давление цикла) определяется по. Точка b'' располагается между точками b и а. Затем проводим плавную линию d’c''z' изменения кривых сжатия и сгорания в связи с углом опережения зажигания и линию — в связи с предварением открытия выпускного клапана.

Далее проводим линии впуска и выпуска, соединяя их в точке r. В результате указанных построений получаем действительную индикаторную диаграмму.

Индикаторная диаграмма бензинового двигателя, полученная в результате построения, приведена на первом листе графической части.

2.10 Построение круговой диаграммы фаз газораспределения.

По результатам построения индикаторной диаграммы и с учетом характеристик прототипа строим круговую диаграмму фаз газораспределения проектируемого двигателя.

Впуск начинается в точке А с опережением и заканчивается в точке В с опозданием. От В до С идет сжатие и расширение, в С начинается выпуск с опережением и заканчивается в D с запаздыванием .

Таким образом, продолжительность впуска равна, продолжительность выпуска .

Одновременное открытое состояние впускного и выпускного клапанов называется перекрытием клапанов, и оно равно .

Фазы газораспределения двигателей с наддувом зависят от давления наддува. При больших давлениях наддува применяют большее, чем в двигателях без наддува, перекрытие клапанов, что обеспечивает продувку камеры сгорания и тем самым снижение температуры днища поршня и головки выпускного клапана.

Круговая диаграмма фаз газораспределения, приведена на рисунке 1.

Рисунок 1 — Диаграмма фаз газораспределения.

3. Расчет и построение внешней скоростной характеристики.

Внешней скоростной характеристикой двигателя называется зависимость основных параметров двигателя (эффективная мощность, эффективный крутящий момент, часовой расход топлива, удельный эффективный расход топлива, коэффициент наполнения) от частоты вращения коленчатого вала двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке.

По внешней скоростной характеристике определяются максимальные мощностные параметры двигателя и минимальные удельные параметры.

Также по внешней скоростной характеристике определяется коэффициент приспособляемости двигателя, равный отношению максимального эффективного момента к моменту при максимальной мощности .

(3.1).

Скоростную характеристику реального двигателя строят по результатам стендовых испытаний.

Для вновь проектируемого двигателя при построении внешней скоростной характеристики угловая скорость вращения коленчатого вала принимается от (0,2.1,2) с учетом того, что — номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя.

Основные параметры двигателя в зависимости от угловой скорости вращения коленчатого вала определяются по эмпирическим формулам.

Текущее значение эффективной мощности, кВт, равно:

(3.2).

где а, в, с — коэффициенты корректирования.

Для бензиновых двигателей: а = в = с = 1.

Текущее значение эффективного крутящего момента, кНм, равно:

(3.3).

Текущее значение часового расхода топлива, кг/ч, равно:

(3.4).

Текущее значение удельного эффективного расхода топлива:

(3.5).

Полученные результаты расчета занесем в таблицу 3.

Таблица 3 — Результаты расчёта основных параметров двигателя.

Результаты построений внешних скоростных характеристик приведены в приложении В.

4. Динамический расчет КШМ с применением ЭВМ.

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ, а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, центробежные силы, давление на поршень со стороны картера и силы тяжести.

Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу, силами трения и опорами двигателя.

В течение каждого рабочего цикла, силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 30°.

Рисунок 2 — Схема действия газовых и инерционных сил в КШМ.

4.1 Силы давления газов.

Силы давления газов, действующие на площадь поршня, для упрощения динамического расчета заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Ее определяют для каждого момента времени по действительной индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета.

Перестроение индикаторной диаграммы в развернутую по углу поворота коленчатого вала осуществляют по методу Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строят вспомогательную полуокружность радиусом R = S/2. Далее от центра полуокружности (точка О) в сторону НМТ откладывают поправку Брикса, равную. Полуокружность делят лучами из центра О на несколько частей, а из центра Брикса проводят линии, параллельные этим лучам. Точки, полученные на полуокружности, соответствуют определенным углам. Развертку индикаторной диаграммы начинают от ВМТ в процессе хода пуска. При этом следует учесть, что на свернутой индикаторной диаграмме давление отсчитывают от абсолютного нуля, а на развернутой показывают избыточное давление над поршнем:

(4.1).

Следовательно, давления в цилиндре двигателя, меньшие атмосферных, на развернутой диаграмме будут отрицательными. Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала, считаются положительными, а от коленчатого вала — отрицательными. Сила давления на поршень:

(4.2).

где — сила давления газов, кН;

— сила атмосферного давления, кН.

— сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс, кН.

4.2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма.

Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс, состоящей из массы, сосредоточенной в точке, А и имеющей возвратно-поступательное движение, и массы сосредоточенной в точке В и имеющей вращательное движение.

(4.3).

где — масса поршневой группы,.

— масса шатунной группы, сосредоточенная на оси поршневого пальца.

(4.4).

где — масса шатуна,.

4.3 Силы инерции.

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

Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс:

(4.5).

Знак минус показывает, что сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению.

Центробежная сила инерции вращающихся масс:

(4.6).

Центробежная сила инерции является результирующей двух сил: силы инерции вращающихся масс шатуна.

(4.7).

и силы инерции вращающихся масс кривошипа.

(4.8).

4.4 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме.

Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяем алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс:

(4.9).

При проведении динамического расчета двигателя целесообразно пользоваться не полными, а удельными силами, отнесенными к единице площади поршня.

Суммарная сила Р, как и силы, направлена по оси цилиндра и приложена к оси поршневого пальца. Воздействие от силы Р передается на стенки цилиндра перпендикулярно его оси и на шатун по направлению его оси.

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

(4.10).

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

Сила S, действующая вдоль шатуна, воздействует на него и далее передается кривошипу. Она считается положительной, если сжимает шатун, и отрицательной, если его растягивает:

(4.11).

От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:

сила, направленная по радиусу кривошипа.

(4.12).

и тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа.

(4.13).

Сила К считается положительной, если она сжимает щеки колена. Сила Т принимается положительной, если направление создаваемого ею момента совпадает с направлением вращения коленчатого вала.

4.5 Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала.

Силы, действующие на шатунную шейку рядного двигателя, определяют аналитическим способом или графическим построением.

Аналитически результирующая сила, действующая на шатунную шейку рядного двигателя:

(4.14).

где — сила, действующая на шатунную шейку по кривошипу.

Рисунок 3 — Силы, действующие на шатунную шейку.

Результаты расчета сил и моментов действующих на элементы кривошипно-шатунного механизма приведены в приложении А.

Направление результирующей силы для различных положений коленчатого вала определяется углом, заключенным между вектором и осью кривошипа.

Графическое построение силы в зависимости от угла поворота кривошипа осуществляется в виде полярной диаграммы с полюсом в точке.

Диаграмму износа шатунной шейки строят по полярной диаграмме следующим образом. Проводят окружность, изображенную в произвольном масштабе шатунную шейку и делят ее на 12 участков лучами.

Дальнейшее построение осуществляют в предположении, что действие каждого вектора силы распространяется на 60° по окружности шейки в обе стороны от точки приложения силы. Таким образом, для определения величины усилия (износа), действующего по каждому лучу необходимо:

а) определить по полярной диаграмме сектор на шатунной шейке, в котором действующие силы создают нагрузку по направлению луча;

б) определить величину каждой силы, действующей в секторе луча и подсчитать результирующую величину для луча;

в) отложить результирующую величину в выбранном масштабе на диаграмме износа по лучу от окружности к центру, а концы отрезков соединить плавной кривой, характеризующей износ шейки;

г) перенести на диаграмму износа ограничительные касательные к полярной диаграмме и и, проведя от них лучи и под углом 60°, определить граничные точки (А и В) кривой износа шатунной шейки, между которыми располагается ось масляного отверстия.

При построении диаграммы износа используем данные приведенные в таблице 4.

Таблица 4 — Результаты расчёта износа шатунной шейки.

5. Патентно-информационный поиск аналогов заданного типа ДВС.

В таблице 5 приведены технические характеристики аналогов разрабатываемого двигателя.

Таблица 5 — Технические характеристики аналогов.

По данным, приведенным в таблице 5, в данной курсовой работе за прототип принят двигатель автомобиля Peugeot 306.

6. Обоснование и выбор механизмов и систем проектируемого двигателя.

Двигатель 4-х цилиндровый, рядный, с верхним расположением распределительного вала, установлен продольно в передней части автомобиля. Карбюраторный, с рабочим объемом 2,026 л.

В механизме ГРМ используем верхнее расположение клапанов и верхнее расположение распределительного вала. Применим схему с двумя клапанами на цилиндр. Клапаны изготавливаются из легированной стали, головка клапана из жаропрочной высоколегированной стали.

ГРМ с регулируемыми фазами газораспределения, что помогает существенно повысить экономичность двигателя. Регулирование производится механически.

Распределительный вал имеет пять коренных подшипников. Упорные шайбы, регулирующие осевой зазор коленчатого вала, установлены в центральный коренной подшипник.

Распределительный вал приводится цепной передачей и управляет клапанами посредством кулачков и коромысел, поворачивающихся на шаровых пальцах.

Головка блока цилиндров имеет «поперечное» устройство: впускной коллектор установлен на левой ее стороне, а выпускной — на правой.

Поршни — алюминиевые для повышения прочности содержания кремния в металле должно быть около 18%. Число колец — 3, два из которых компрессионные и одно маслосъемное для эффективного предотвращения явления прорыва газов в картер двигателя и пригорания масла. Первое компрессионное кольцо изготавливается из легированного чугуна с шаровидным графитом, так как оно работает в условиях повышенного давления и температур. Второе из серого легированного чугуна с пластинчатым графитом. Маслосъёмные кольца должны иметь хорошую прирабатываемость к зеркалу цилиндра их изготавливают из серого легированного чугуна.

Шатуны — стальные, кованые, расположены под углом 180 градусов, с разъемной нижней головкой, в которой устанавливаются вкладыши шатунного подшипника. Шатун обрабатывают вместе с крышкой, поэтому при сборке номера на шатуне и крышке должны быть одинаковы. В верхнюю головку шатуна запрессована сталебронзовая втулка. Шатунные болты запрессованы в нижнюю головку шатуна. Поэтому чтобы не нарушить посадку болтов в отверстиях головки, нельзя выпрессовывать болты из головки шатуна при ремонтных работах.

Шатун изготавливается путём штамповки из хромоникелевых сталей. Коленчатый вал изготавливается из стали 42ХМФА. Крепление, для увеличения компактности, неполно опорное.

Коленчатый вал — пяти опорный, отлит из чугуна. В заднем конце коленчатого вала выполнено гнездо под передний подшипник первичного вала коробки передач, по наружному диаметру которого центрируется маховик. Маховик устанавливается на коленчатый вал так, чтобы метка (конусообразная лунка около зубчатого обода маховика) и ось шатунной шейки первого цилиндра находились в одной плоскости и по одну сторону от оси коленчатого вала.

Вкладыши коренных и шатунных подшипников — тонкостенные, сталеалюминевые. Все шатунные вкладыши одинаковые и взаимозаменяемые. Верхние вкладыши 1-го, 2-го, 4-го и 5-го коренных подшипников одинаковые, с канавкой на внутренней поверхности, а нижние — без канавки. Вкладыши 3-го коренного подшипника отличаются от остальных большей шириной и отсутствием канавки на внутренней поверхности.

Система питания двигателя с принудительным воспламенением предназначена для приготовления топливно-воздушной смеси требуемого состава и качества, подачи ее к цилиндрам двигателя. Она состоит из топливного бака, фильтра-отстойника, топливного насоса, карбюратора, впускного и выпускного трубопроводов, воздухоочистителя, глушителя отработавших газов.

Система охлаждения предназначена для быстрого прогрева и поддержания рабочей температуры двигателя. Применим жидкостную систему охлаждения. Жидкостная система охлаждения состоит из радиатора, вентилятора, насоса, расширительного бочка, термостата, водяной рубашки в блоке цилиндров и головке блока цилиндров.

Система пуска двигателя предназначена для быстрого запуска двигателя путем сообщения коленчатому валу скорости, обеспечивающей нормальное протекание рабочего процесса. Она состоит из аккумуляторной батареи, зажигания и стартера.

Смазка двигателя осуществляется посредством двух роторного шестеренчатого насоса, который всасывает масло из поддона через сетчатый приемник и нагнетает его через фильтр в смазочные каналы, где масло распределяется по коленчатому валу, распределительному валу и вспомогательному валу. Шатунные подшипники снабжаются маслом через внутренние отверстия в коленчатом вале. Внутренние поверхности поршней смазываются из отверстий в нижних головках шатуна. На вал распределителя масло периодически подается из отверстия вспомогательного вала. Распределительный вал и коромысла снабжаются маслом через трубку-разбрызгиватель, идущую от центрального подшипника распределительного вала.

Полузакрытая система вентиляции картера втягивает прорвавшиеся газы во впускной коллектор через регулирующий клапан.

7. Расчет масляного насоса.

Масляная система обеспечивает смазку деталей двигателя с целью уменьшения трения, предотвращения коррозии, удаления продуктов износа и частичное охлаждение его отдельных узлов. В зависимости от типа и конструкции двигателей применяют систему смазки разбрызгиванием, под давлением и комбинированную. Большинство автомобильных и тракторных двигателей имеют комбинированную систему смазки. При этом к большинству трущихся поверхностей масло подводится под давлением.

Одним из основных элементов смазочной системы является масляный насос, который служит для подачи масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя. По конструктивному исполнению масляные насосы бывают шестеренчатые и винтовые. Шестеренчатые насосы отличаются простотой устройства, компактностью, надежностью в работе и являются наиболее распространенными в автомобильных и тракторных двигателях.

Расчет масляного насоса заключается в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе.

Циркуляционный расход V_Ц масла зависит от количества отводимой им от двигателя теплоты Q_М. В соответствии с данными теплового баланса величина Q_М (кДж/с) для современных автомобильных двигателей составляет 1,5−3,0% от общего количества теплоты, введенной в двигатель с топливом.

(7.1).

Общее количество теплоты, выделяемой топливом в течение 1с, определяется по данным теплового расчета по формуле:

(7.2).

Тогда, количество теплоты, отводимой маслом от двигателя:

Циркуляционный расход масла (м³/с) при заданной величине Q_М:

(7.3).

где с_м — плотность масла, кг/м³. Принимаем с_м=900 кг/м³.

с_м — средняя теплоемкость масла, кДж/ (кг?К).

с_м=2,094 кДж/ (кг?К).

ДТ_м — температура нагрева масла в двигателе, К.

ДТ_м=10…15К. Принимаем ДТ_м=10К.

Для стабилизация давления в системе циркуляционный расход масла обычно увеличивается в 2 раза:

(7.4).

В связи с утечками масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его определяют с учетом коэффициента подачи з_н=0,6…0,8.

Принимаем з_н=0,7.

(7.5).

Принимаем объем зуба шестерни равным объему впадины между зубьями:

(7.6).

где D₀ — диаметр начальной окружности шестерни, м;

h — высота зуба, м;

b — длина зуба, м.

Модуль зацепления зуба m = 4,5 мм = 0,0045 м.

Высота зуба h = 2m = 2?4,5 = 9 мм = 0,009 м.

Число зубьев шестерен z = 7.

Диаметр начальной окружности шестерни:

(7.7).

Диаметр внешней окружности шестерни:

(7.8).

Окружная скорость на внешнем диаметре шестерни u_н = 6,36 м/с.

Частота вращения шестерни насоса:

(7.9).

Длина зуба шестерни:

(7.10).

Рабочее давление масла в системе р = 40?10⁴ Па.

Механический КПД масляного насоса з_МН = 0,87.

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

(7.11).

8. Техническая характеристика двигателя.

Техническая характеристика разрабатываемого двигателя приведена в таблице 6.

Таблица 6 — Техническая характеристика двигателя.

Спроектированный двигатель внутреннего сгорания отвечает современным требованиям и ограничениям, предъявляемых к двигателям автомобилей данного класса.

Заключение.

В результате проведённой работы был разработан четырёхцилиндровый рядный бензиновый двигатель для легкового автомобиля массой 1670 кг, с рабочим объёмом 2,0 литра и номинальной мощностью 91,7кВт, масляный насос.

В ходе решения поставленных задач, была основана методика расчета и выбора двигателя внутреннего сгорания, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надёжность и долгий срок службы двигателя.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении как курсовых проектов по специальным дисциплинам, так и при выполнении дипломного проекта.

1. Требования к выполнению технологической и конструкторской документации в курсовом и дипломном проектировании: методические указания для студентов спец.1−37 01 06 «Техническая эксплуатация автомобилей» / Сост. И. С. Сазонов [и др.]. — Могилев: Белорус. — Рос ун-т, 2006. — 48 с.

2. Колчин А. И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов / А. И. Колчин, В. П. Демидов. — 3-е издание., перераб. и доп. — М.: Высш. шк., 2002. — 496 с.

3. Автомобильные двигатели / Под ред. М. С. Ховаха. — М.: Машиностроение, 1977. — 579с.

4. Артомонов М. Д. Основы теории и конструирования автомобильных двигателей / М. Д. Артомонов, М. М. Горин, Г. А. Скворцов. — М.: Высш. шк., 1976. — 132 с.

5. Железко Б. И. Основы теории и динамика автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов / Б. Е. Железко. — Минск: Высш. шк., 1980. — 304 с.

6. Рожанский В. А. Тепловой и динамический расчет автотракторных двигателей / В. А. Рожанский, А. Н. Сарапин, Б. Е. Железко. — Минск: Высш. шк., 1984. — 265 с.

Приложение А.

Расчет карбюраторного четырехцилиндрового двигателя.

Таблица удельных сил N,S,T в (Мра).

Таблица удельных сил К,Rш. ш. в (Мра).

Значения суммарного крутящего момента.