Бензиновый двигатель для легкового автомобиля мощностью 95 кВт

1 Введение 4
2 Анализ тенденций развития автомобильных двигателей данного класса 6
3 Выбор исходных данных и расчёт рабочего цикла 14
3.1 Расчёт рабочего цикла двигателя 14
3.2 Построение индикаторной диаграммы 19
4 Динамический расчёт, уравновешивание двигателя 25
4.1 Построение диаграмм сил давления газов, сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс двигателя и суммарной силы 25
4.2 Диаграмма сил N, Z, T 30
4.3 Выбор схемы расположения кривошипов коленчатого вала и порядка вспышек в цилиндрах двигателя 34
4.4 Силы и моменты, действующие на коренные и шатунные шейки коленчатого вала 36
4.5 Построение графиков крутящих моментов 40
4.6 Полярная и развернутая диаграмма сил, действующих на шатунную шейку 43
4.7 Полярная диаграмма нагрузок на коренную шейку и сопряженный подшипник 48
4.8 Диаграмма износа шатунной шейки. Выбор направления канала для подвода масла к шатунному подшипнику 53
4.9 Анализ уравновешенности двигателя 55
5 Расчёт прочности деталей двигателя 58
5.1 Расчёт коленчатого вала 58
5.2 Расчет деталей шатунной группы 69
5.3 Расчёт деталей поршневой группы 81
6 Экологическая безопасность и экономические последствия 91
6.1 Экологическая безопасность 91
6.2 Экономическое обоснование производства нового двигателя 94
Заключение 97
Список литературы 99

(а = 43 МПа - амплитуда напряжений;
(m = 12 МПа - среднее касательное напряжение.
nτ = 508 / 2,35∙48,8/0,95=4,2.
Запас прочности шатунной шейки с учётом коэффициента динамического усиления:
(5.16)
где (д = 1,14 - коэффициент динамического усиления.
nШ = 4,2/1,14=3,7.
nШ ( [n] = 3.
Расчёт шейки на изгиб.
Масляное отверстие расположено горизонтально, поэтому расчётной нагрузкой будет Т(.
Тmax = 11687 Н;
Тmin = -10953 Н.
l1 = 50 мм;
lo = 100 мм.
Момент от сил Т:
Mтmax = Тmax ( l1 ( 10-3 = 11687( 0,05=584 Нм;
MТmin = Тmin ( l1 ( 10-3 = -10953 ( 0,05 = -548 Нм.
Максимальное нормальное напряжение:
(5.17)
где Wизг – момент сопротивления изгибу шейки:
Wизг = 0.5*Wкр = 0,5 ( 2,45 ( 10-5 = 1,225 ( 10-5 м3
σmax = 584∙10-6 / 1,225∙10-5 = 47,6 МПа.
Минимальное нормальное напряжение:
(5.18)
σmin = -548∙10-6 / 1,225∙10-5 = -44,7 МПа.
Амплитуда напряжений:
(5.19)
σa = (47,6+44,7) / 2 = 46,15 МПа.
Среднее нормальное напряжение:
(5.20)
σm = (47,6-44,7) / 2 = 1,45 МПа.
Запас прочности шатунной шейки:
(5.21)
где К( = 2,35 - коэффициент концентрации напряжений;
(( = 0,95 – масштабный фактор;
(-1 = 680 МПа - предел усталостной прочности материала при симметричном цикле нагружения;
(( = 0,2- коэффициент, учитывающий асимметрию цикла.
(а = 35,95 МПа - амплитуда напряжений;
(m = 1,75 МПа - среднее касательное напряжение.
n( = 680 / (2,35∙46,15/0,95+0,2∙1,45)=5,95.
Суммарный запас прочности:
(5.22)
Запас прочности шатунной шейки с учётом коэффициента динамического усиления:
(5.23)
где (д = 1,14 - коэффициента динамического усиления.
n(ш ( [n] = 3.
Расчёт запасов прочности щеки.
Щека изгибается силой Z и скручивается набегающим моментом, а также сжимается и растягивается. Наиболее опасными местами являются точки перехода от щеки к коренной и шатунной шейкам (рис. 5.2).
Изгибающие моменты:
Mкрmax = 1438 Нм;
Mкрmin = -953 Нм.
b = 62 мм – ширина щеки;
h = 13 мм – толщина щеки.
Wк = 2,27 ( 10-4 м3– момент сопротивления кручению.
Запас прочности:
(5.24)
где К( = 1,9 - коэффициент концентрации напряжений;
(( = 0,95 – масштабный фактор;
(-1 = 508 МПа - предел усталостной прочности материала при симметричном цикле нагружения;
(( ( 0 - коэффициент, учитывающий асимметрию цикла.
(а = 52,6 МПа - амплитуда напряжений.
nτ = 508 / 1,9/,095∙52,6=4,8.
Запас прочности щеки с учётом коэффициента динамического усиления:
nщ = 4,8/1,14 = 4,2,
где (д = 1,14 - коэффициента динамического усиления.
nщ ( [n] = 4.
Амплитуда нормальных напряжений при растяжении-сжатии:
(5.25)
где Zmax = 23244 Н;
Zmin = -22446 Н;
Момент сопротивления изгибу:
(5.26)
Wи = 62∙133/6 = 2,27∙104 мм4.
Площадь расчётного сечения
Fщ = b ( h = 62 ( 13 = 806 мм2.
σа = (23244+22446)/4 ∙ (25/2,27∙104 + 1/806) = 27,4 МПа.
Среднее нормальное напряжение:
(5.27)
σm = (23244-22446)/4 ∙ (25/2,27∙104 + 1/806) = 0,48 МПа.
Запас прочности по нормальным напряжениям:
(5.28)
где Кσ = 2,35 - коэффициент концентрации напряжений;
(σ = 0,95 – масштабный фактор;
(-1 = 440 МПа - предел усталостной прочности материала при симметричном цикле нагружения;
(σ = 0,2- коэффициент, учитывающий асимметрию цикла.
(а = 27,4 МПа - амплитуда напряжений;
(m = 0,48 МПа - среднее касательное напряжение.
nσ = 440 / (2,35∙27,4/0,95+0,2∙0,48) = 6,5.
Запас прочности щеки с учётом коэффициента динамического усиления:
nЩ = 6,5 / 1,14 = 5,7.
где (д = 1,14 - коэффициент динамического усиления.
nЩ ( [n] = 1,7.
Суммарный запас прочности:
(5.29)
Запас прочности щеки с учётом коэффициента динамического усиления:
n щ( = 3,4 / 1,14 = 3,0; видим, что nщ( ( [n] = 1,5.
5.2 Расчет деталей шатунной группы
Шатун изготовлен из углеродистой стали 40Х: Еш = 2,2·105 МПа; Ев = 1,15·105 МПа; ав = 18·10-6 1/ºС; аг = 11·10-6 1/ºС.
Для стали 40Х выбираем значение предела прочности σв = 980 МПа; предела усталости: при изгибе σ-1 = 350 МПа; при растяжении σ-1р = 300 МПа; предела текучести σт = 800 МПа; Коэффициент приведения цикла: при растяжении аσ = 0,17; при изгибе - аσ = 0,21.
Верхняя часть головки подвергается растяжению от сил инерции поршневого комплекта. Нижняя часть нагружена сжимающей силой.
Определение напряжений от растягивающей силы.
Напряжения от растягивающей силы инерции определяются при положении поршня в ВМТ и на режиме максимальной частоты вращения:
Рр = ms ( R ( (max2 ( (1 + ( ), (5.30)
где ms = 0,38 кг – поступательно движущаяся масса (ПДМ);
R = 0,0475 мм – радиус кривошипа;
ωmax= 628 рад/с;
( = 0,28 – параметр кривошипно-шатунного механизма;
( – угла поворота кривошипа.
На внутреннюю поверхность головки действует равномерно распределенное давление от запрессовки втулки. Напряжение растяжения определяется по уравнению криволинейного бруса, жестко закрепленного по концам. Нижняя часть головки, опирающаяся на стержень, принимается абсолютно жесткой.
Расчётная схема поршневой головки шатуна приведена на рис. 5.3
Рисунок 5.3 –Расчётная схема поршневой головки шатуна
Отсекая правую половину, заменяем ее действие нормальной силой N и изгибающем моментом M. Начальные значения N и М в вертикальном сечении равны No и Мо.
Значения изгибающего момента и нормальной силы определяются из приближенных уравнений:
No = Pр ( (0.572 - 0.0008 ( () = 5777 Н,
Mo = Pp ( r ( (0.00033 ( (-0.0297) = 1.3 Н (м,
где r = (Rнар + Rвн)/2 = 16,5 мм– средний радиус головки шатуна,
( - угол заделки от вертикали до сопряжения со стержнем (( = 110°).
Коэффициент, учитывающий наличие запрессованной втулки:
= 0,75
Ecт = 2.1·106 кгс/см2. Модули упругости для материалов
Eбр = 1.15·106 кгс/см2;
Fвт = 48 мм2 – площадь сечения втулки;
Fг = 77,5 мм2 – площадь сечения головки.
Участок АВ
Nав =
Мав =
Участок ВС
Nвс =
Мвс =
Напряжения от растягивающей силы на наружном волокне
Напряжения от растягивающей силы на внутреннем волокне
Данные представлены в таблице.
Таблица 5.1 – Расчетные данные
α, град N, H M, Hм σрн, МПа σрв, МПа 0 5679 1,9 98,64 4,63 10 5684 1,9 97,06 6,52 20 5697 1,7 92,38 12,12 30 5718 1,3 84,74 21,27 40 5746 0,8 74,37 33,68 50 5782 0,3 61,58 48,98 60 5823 -0,4 46,77 66,71 70 5868 -1,2 30,39 86,33 80 5916 -2,0 12,92 107,24 90 5966 -2,8 -5,09 128,80 100 6015 -3,6 -23,11 150,36 110 6064 -4,4 -40,57 171,27
Напряжение в поршневой головке шатуна от сжимающей силы.
P= Pz+ Pj =38870 + (-11940)= 26930 Н
Распределение давления от сжимающей силы на нижнюю часть головки принимается косинусоидальным: .
Рисунок 5.4 – Расчетная схема
Значения изгибающего момента и нормальной силы находятся из вспомогательных диаграмм:
No / P = 0.001 ;
Mo / (Pr) = -0.0005
No = 26,9 Н;
Mo = -0,2 Нм.
Расчет напряжений от сжимающей силы производится по формулам:
Для участка АВ


Для участка ВС


Напряжение в поршневой головке на внешней поверхности:

Напряжение в поршневой головке на внутренней поверхности:
Данные приведены в таблице.
Таблица 5.2 – результаты расчетов
α, град N M σрн, МПа σрв, МПа 0 26,9 -0,2 -4,25 109,2 10 26,5 -0,2 -4,10 105,4 20 25,3 -0,2 -3,66 94,1 30 23,3 -0,1 -2,94 75,6 40 20,6 -0,1 -1,97 50,6 50 17,3 0,0 -0,77 19,7 60 13,5 0,0 0,62 -16,0 70 9,2 0,1 2,16 -55,6 80 4,7 0,2 3,80 -97,7 90 0,0 0,2 5,50 -141,2 100 - 4,7 0,3 7,19 -184,7 110 - 9,2 0,4 8,83 -226,9
Для случая изгиба:
;
.
Для случая растяжения-сжатия:
;
.
Максимальное напряжение растяжения в сечении І – І:
, (5.31)
где ;
mвг = 0,075 mш = 0,075·1,218 = 0,09 кг.
δгш = 7 мм.
;
.
Среднее значение и амплитуда напряжения:
;
то запас прочности определяем по пределу усталости:
,
где , т.к. не имеется резких переходов; КF = 0,72 – чистовое растачивание; Кd = 0,8.
Напряжения в поршневой головке от запрессовки втулки определяются при натяге посадки втулки, ∆ = 0,05 мм:
температурном натяге:
,
где ∆t = 110 ºC – степень подогрева.
суммарном натяге:
.
Удельное давление на поверхности соприкосновении втулки с головкой:
где dг = 57 мм – наружный диаметр головки; d = 43 мм – внутренний диаметр головки; dн = 40 мм – внутренний диаметр втулки; М = 0,3 – коэффициент Пуассона.
Напряжения на внешней внутренней поверхности поршневой головки от действия суммарного натяга определяем по формулам Ламе:
.
.
.
Расчет поршневой головки на изгиб.
Максимальная сила, растягивающая головку:
.
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении :
,
где - угол заделки.
,
где – средний радиус головки.
Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений, расположенных под углом φ' определяем по следующим формулам:
Для φ' от 0 до 90 º:
(5.32)
. (5.33)
Для φ' от 90 º до φ3 (φ3 = 120 º - угол заделки):
; (5.34)
. (5.35)
Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностях по формулам:
; (5.36)
, (5.37)
где коэффициент b = Ег · Fг / (Ег · Fг + Ев · Fв); Fг, Fв – площадь сечения стенок головки и втулки.
;
;
.
Результаты расчетов сводим в табл. 5.3.
Таблица 5.3 – Результаты расчетов
φ, град 30 60 80 90 100 110 120 NJ, Н -1308 -1322 -1338 -1347 -1339 -1301 -1232 МJ, мм -0,206 0,904 1,802 2,285 1,986 -0,499 -3,984 σаi, МПа -4,321 -4,342 -2,753 -1,101 -1,989 -6,475 -12,127 σJi, МПа -4,968 -7,891 -9,994 -11,782 -10,657 -5,324 5,967
Суммарная сила, сжимающая головку:
Н.
Нормальная сила и изгибающий момент в сечении .
;
.
Значения нормальных сил и изгибающих моментов для других сечений, расположенных под углом φ к вертикальной плоскости :
; (5.38)
. (5.39)
где :
(5.40)
, (5.41)
где .
Напряжения в крайних волокнах у наружной и внутренней поверхностей:
(5.42)
(5.43)
Результаты вычислений сводим в табл. 5.4.
Таблица 5.4 – Результаты вычислений
φ 30 60 80 90 100 110 120 NJ, Н 91,4 54,8 10,7 0 2,4 110,3 426,4 MJ, Нм 1,25 2,32 2,89 3,75 3,79 0,74 7,48 σai, МПа 3,91 4,92 8,45 9,84 9,79 200,64 -20,67 σJi, МПа -4,22 -7,92 -10,56 -11,98 -11,78 -2,15 28,71
Расчет стержня шатуна.
Стержень шатуна подвергается растяжению силой инерции РJ поступательно движущихся масс, расположенных выше расчетного сечения, и сжатию силой, равной разности сил давления газов и силы инерции. Стержень шатуна рассчитывают на усталость в сечении В – В, которое условно располагается в центре тяжести шатуна.
Сила растяжения шатуна:
Сила, сжимающая шатун:
где
Напряжения сжатия в расчетном сечении с учетом продольного изгиба:
где FB-B = 470 мм2 – площадь сечения В-В.
Напряжения растяжения в сечении В-В:
.
Среднее напряжение и амплитуда цикла:
;
;

значит, запас прочности определяем по пределу усталости:
.
Значения коэффициентов:
,
(обдувка дробью).
Расчет шатунного болта.
Максимальная сила инерции, разрывающая головку и шатунные болты составляет . Номинальный диаметр болта d = 12 мм; Шаг резьбы: t = 1 мм; Количество болтов iб = 2; Материал болтов – сталь 40ХН: σв – предел прочности (1300 МПа); σт – предел текучести (1150 МПа); σ-1р – предел усталости при растяжении-сжатии (380 МПа); аσ – коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии (0,2).
Сила предварительной затяжки болта:
.
Суммарная сила, растягивающая болт:
,
где – коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.
Максимальные и минимальные напряжения в сечении болта:
;
,
где Fср – площадь опасного сечения болта:
.
Среднее напряжение и амплитуда цикла:
;
;
;
;
.
Так как , то запас прочности шатунного болта определяется по пределу текучести:
.
Запас прочности должен быть не менее 2.
5.3 Расчёт деталей поршневой группы
Расчет поршня
Высота поршня Н = 125 мм; Высота юбки поршня hю = 72 мм; Радиальная толщина кольца t = 5,0 мм; Радиальный зазор кольца в канавке ∆t = 0,75 мм; Высота верхней межкольцевой перемычки hп = 5,05 мм; Число масляных каналов nм = 10; Диаметр масляных каналов d = 2,5 мм.
Поскольку материалом поршня является алюминиевый сплав, то , а материалом гильзы есть чугун специальный, то .
Расчетная схема поршня приведена на рис. 5.5.
Рисунок 5.5 – Расчетная схема поршня двигателя
Определяем площадь сечения А – А:
, (5.44)
где ;
;
;
.
Максимальная сжимающая сила:
.
Напряжение сжатия:
.
Допустимое напряжение сжатия: , т.е. условие выполняется.
Максимальная угловая скорость:
.
Масса поршневой головки с кольцами, расположенными выше сечения
А – А:
.
Максимальная разрывающая сила:
.
Определяем напряжение разрыва:
< .
Определяем напряжение в верхней межкольцевой перемычке.
Напряжение среза:
.
Напряжение изгиба:
.
Суммарное напряжение (третья теория прочности):
< .
Определяем удельное давление поршня на стенки цилиндра:
< .
Диаметры головки и юбки поршня в холодном состоянии:
;
,
где ∆г и ∆ю – соответственно теоретические диаметральные зазоры для верхнего и нижнего торцов поршня.
;
.
Диаметральные зазоры в горячем состоянии:
где Тц 380К – температура стенок цилиндров;
Тг – температура головки поршня, Тг = 473...723К 490К;
Тю – температура юбки поршня, Тю 420 К.
Расчет поршневого кольца.
Принимаем кольца – чугунными, марки СЧ20. Тогда определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра:
(5.45)
где Е = 1·105 МПа – модуль упругости материала поршневого кольца (СЧ20); Ж – раствор замка (разность зазоров в замке кольца в свободном его состоянии и min допускаемого), ; σпк – радиальная толщина кольца σпк = 4,5 мм.
.
Уmax = 1,6...1,8.
Давление кольца на стенку цилиндра в любой точке:
(5.46)
Рφ сведем в табл. 5.3.
Форма кольца в свободном состоянии, обеспечивающая требуемый характер распределения давления:
(5.47)
где rм – средний радиус кольца.
;
;
; (5.48)
. (5.49)
Результаты расчета сводим в табл. 5.5.
Таблица 5.5 – Сводные значения
φº 0 30 60 90 120 150 180 Рφ, МПа 0,117 0,115 0,092 0,055 0,057 0,115 0,151 Y 0 0,0049 0,0157 0,0189 -0,005 -0,0635 -0,1331 X 0,1008 0,1152 0,1492 0,1809 0,1889 0,1618 0,1014 ρ, мм 40,95 41,073 41,598 41,999 42,097 41,578 40,582
Максимальное напряжение, возникающее при изгибе кольца в рабочем состоянии в его поперечном сечении против замка:
,
что меньше допускаемых напряжений
Максимальное напряжение при разведении замка в процессе надевания кольца на поршень:
, (5.50)
где К = 1,57 – коэффициент, зависящий от способа приложения усилий к кольцу при надевании его на поршень.
, что меньше, чем допустимые напряжения .
Монтажный зазор ∆з в прямом замке холодного кольца:
, (5.51)
где – минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя, ; принимаем ; – коэффициент линейного расширения материалов кольца и цилиндра; – температура кольца; – температура гильзы; – начальная температура.
.
Расчет поршневого пальца
Принимаем материал поршневого пальца сталь 12 ХНЗА, с твердостью HRC = 66...72. Размеры пальца составляют:
- наружный диаметр: dн = 44 мм;
- внутренний диаметр: dв = 24 мм;
- длина пальца: Lп = 90 мм;
- длина поршневой головки шатуна: Lпг = 38 мм;
- расстояние между торцами бобышек: Lбп = 43 мм.
Сила инерции, которая действует на поршневой палец:
.
Расчетная сила, действующая на поршневой палец:
Н,
где k = 0,8 – коэффициент зависящий от массы пальца (0,68...0,8).
Удельное давление на втулку поршневой головки шатуна:
< .
Удельное давление на бобышки поршня:
.
Допускается Рб = 35...60 МПа.
Напряжение в среднем сечении пальца при его изгибе:
,
где γ = db / dп = 24 / 44 =0,55.
Касательные напряжения в сечениях между бобышками и головкой шатуна при срезе:
,
что меньше, чем .
Максимальная диаметральная деформация пальца при овализации:
,
где К – поправочный коэффициент.
Е = 2,2·105 – модуль упругости материала пальца (сталь).
Напряжения от деформации пальца:
Точка 1:
Точка 2:
Точка 3:
Точка 4:
Монтажный зазор между пальцем и бобышками поршня:
, (5.52)
где апп = 11·10-6 1/ºС; ап = 22·10-6 1/ºС; ∆tпп = 105ºС; ∆tп = 125ºС; принимаем равной 0,04 мм.
мм.
Для облегчения сборки пальца с поршнем, последний следует прогревать.
6 Экологическая безопасность и экономические последствия
6.1 Экологическая безопасность
В данном разделе дипломного проекта рассматриваются вопросы обеспечения безопасности жизнедеятельности во время производства и эксплуатации проектируемого двигателя с мощностью 95 кВт, частотой вращения коленчатого вала 5600 об/мин. Разработанный бензиновый четырехтактный двигатель применяется для легкового автомобилестроения.
Проведем анализ опасных и вредных производственных факторов.
Существуют следующие опасные производственные факторы.
Со стороны техники безопасности в двигателестроении представляют опасность здоровью людей такие факторы:
- вращение частей двигателя (с частотой вращения коленчатого вала до 5300 об/мин);
- наличие зон с высокими температурами (до 1200С на поверхности двигателя, до 5000С в зоне выпускного коллектора);
- наличие повышенного давления в цилиндрах двигателя до 59 Бар;
- наличие перемещений узлов и деталей, которые обладают большой массой, в процессе сборки и проведения ремонтных работ;
- в случае образования взрывоопасного скопления паров масла в картере двигателя, а также пары топлива в моторном отсеке автомобиля;
- возможность создания аварийной ситуации в результате неверной эксплуатации двигателя;
- наличие элементов двигателя, которые работают под высоким напряжением (значение рабочего напряжения в высоковольтной части системы зажигания до 20 кВ).
Вредные производственные факторы.
Во время обслуживания двигателя на организм человека проявляют вредные влияния такие факторы, которые проявляются в виде:
- шума (от работы приводов механизмов, от выпуска отработавших газов и т.п.);
- вибрации (от действия неуравновешенных вращающихся деталей);
- наличия паров масла и топлива (вблизи элементов топливной системы);
- наличия ядовитых выпускных газов двигателя;
- наличия ядовитых паров антифриза (радиатор, шланги и расширительный бачок);
- высокочастотных электромагнитных полей (система зажигания).
Технические мероприятия по устранению вредных производственных факторов
В процессе проектирования двигателя и автомобиля в целом предусматриваются такие мероприятия:
- закрываются корпусными деталями (защита) поршневая группа, шатуны, коленчатый вал, газораспределительный механизм и его цепной привод;
- расположение под днищем автомобиля выхлопной системы, в труднодоступном при эксплуатации месте. Применена такая схема выпуска, которая исключает попадание бензина на нагретые детали двигателя;
- наличие в двигателе масло и бензостойких уплотнений по всем сопряжениям, которые исключают течи огнеопасных жидкостей;
- для поддержания частоты вращения коленчатого вала в заданных пределах в системе управления двигателем предусмотрен ограничитель максимальных оборотов двигателя (отсечка), отключающую в случаи необходимости топливоподачу;
- обеспечен удобный доступ ко всем агрегатам, требующим обслуживания во время эксплуатации;
- предусмотрена эффективная замкнутая система вентиляции картера двигателя.
Требования безопасности при эксплуатации двигателя
При эксплуатации двигателя необходимо соблюдать следующие требования безопасности:
- не допускаются к обслуживанию двигателя лица, не имеющие технических знаний по эксплуатации, а, следовательно, и обслуживанию двигателей аналогичного класса, а также не прошедшие инструктаж по технике безопасности;
- при заливке топлива и масла нельзя использовать открытый огонь, а также проводить заправку автомобиля при включенном двигателе;
- необходимо своевременно очищать наружные поверхности двигателя и моторного отсека от подтеков топлива и масла;
- при появлении запаха бензина в моторном отсеке и салоне автомобиля своевременно предпринять меры по исправлению и устранению течи бензина в системе питания двигателя;
- при выполнении работ по регламентному обслуживанию и ремонту двигателя пользоваться только низковольтным освещением (36 В);
- следить за исправностью огнетушителя и наличием аптечки, а так же соблюдением сроков их хранения, держать в легкодоступном месте в салоне автомобиля;
- при пользовании газовым анализатором для забора проб отработавших газов из приемной трубы выпускного коллектора производить только в термоизолирующих рукавицах;
- работы по регулировкам двигателя, связанным с его частичной разборкой, производить при отключенной системе бортового питания (со снятой ”массовой” клеммой с аккумулятора).
Производственная санитария
Шум работающего двигателя обусловлен аэродинамическими и газодинамическими процессами, происходящими в его системах, а также процессами механического взаимодействия с его деталями.
Аэродинамический шум возникает при выпуске отработавших газов и впуске свежего заряда. Причины возникновения шума обусловлены физическими явлениями, и их почти нельзя устранить, можно лишь предпринять ряд мероприятий по снижению шумности.
Борьба с шумом двигателя ведется следующими методами:
- воздействием на возмущающие силы (применение глушителей шума на выпуске, уменьшение жесткости процесса сгорания, уменьшение интенсивности перекладки поршня, уменьшение интенсивности ударов при выборке зазоров в сопряжениях);
- уменьшение передачи звуковых вибраций от источника возмущений на излучающие шум поверхности (применение на пути распространения колебаний звукопоглощающих материалов, шумо-изоляция);
- снижение эффективности излучения отдельными наружными элементами двигателя (применение экранов, изменение конфигурации деталей, уменьшение площади поверхности, излучающей шум).
Уровень шума двигателя определяется величиной звукового давления. Основными источниками шума при работе силового агрегата автомобиля являются:
- система впуска-выпуска;
- цилиндропоршневая группа;
- зубчатые передачи;
- газораспределительный механизм;
- коробка переключения передач;
- трансмиссия и подвеска, при двигателе в сборе с агрегатом передвижения;
- дополнительные агрегаты двигателя.
6.2 Экономическое обоснование производства нового двигателя
Активное освоение новых прогрессивных технологий особенно наблюдается в последние годы в различных областях техники. Анализ этой тенденции позволяет сделать два важных вывода:
- стремление многих промышленных фирм уменьшить затраты на производство единицы продукции, не понижая качества самого изделия;
- стремление по возможности быстро реализовать научно-технические разработки, которые позволят создать более перспективные образцы изделия.
При разработке прототипа для отечественных легковых автомобилей за основу был взят двигатель ВАЗ-2110. Данный двигатель четырехтактный, бензиновый, инжекторный, с верхним расположением распределительного вала и наличием 8 клапанов.
Для улучшения технических характеристик двигателя были проделаны следующие операции, в результате которых данный двигатель по сравнению с аналогом имеет ряд преимуществ:
- увеличен объем камеры сгорания. Увеличение объема двигателя осуществлено за счет увеличения камеры сгорания (расточки блока);
- увеличена мощность с 72 кВт до 95 кВт. За счет изменения головки блока (внедрения: 16-и клапанов, 2-х распределительных валов, установки электронной системы впрыска) и увеличения объема двигателя;
- увеличен крутящий момент за счет увеличении объема и мощности.
В табл. 6.1 приведены технические характеристики существующего и разработанного двигателя.
Таблица 6.1 – Сравнение технических характеристик
Технические характеристики Проектируемый двигатель Двигатель ВАЗ – 2110 Диаметр цилиндра, мм 97 82 Ход поршня, мм 85,4 72 Рабочий объем, см3 2,53 1,5 Степень сжатия 10 9 Номинальная мощность, кВт/об.мин 95/5600 76/5600 Количество цилиндров 4 4 Количество клапанов 8 8 Октановое число бензина Аи-95 Аи-92
Стоимость изготовления проектируемого двигателя.
В табл. 6.2 и табл. 6.3 приведены цены на некоторые запчасти, которые необходимо заменить с двигателя ВАЗ-2110, на запчасти нашего разработанного двигателя [5].
Таблица 6.2 – Таблица запчастей для проектируемого двигателя
Наименование запасной части Цена, руб. Поршни с кольцами (под ЗАКАЗ) 3750 Блок цилиндров 10849 Головка блока цилиндров 18100 Комплект для ГРМ с цепью в сб. (под ЗАКАЗ) 6000 Контроллер Итэлма 6444 Коленчатый вал 3999 Итого 48142
Таблица 6.3 – Таблица запчастей для двигателя ВАЗ-2110
Наименование запасной части Цена, руб. Поршни с кольцами. 1522 Блок цилиндров голый 10849 Головка блока цилиндров в сб. инж 13400 Комплект для ГРМ в сб. 1500 Контроллер 8кл. Е-2 4900 Коленчатый вал ВАЗ 3950 Итого 36121 Рассмотрим преимущества нового двигателя с точки зрения производителя и потребителя. По данным табл. 6.2 и табл. 6.3 можно рассчитать разницу между затратами проектируемого двигателя и ВАЗ-2110. Изготовление проектируемого двигателя будет дороже на 13 000 рублей по отношению к серийному выпуску двигателя ВАЗ-2110. При выводе проектируемого двигателя на рынок будет соблюдаться «соотношение цена-качество» - это главный критерий, по которому оценивает большинство покупателей, и тем самым он будет пользоваться спросом.
Заключение
Двигателю внутреннего сгорания принадлежит одно из основных мест по энергопроизводству, в современном мире. Это наиболее экономичный, по сравнению с любым другим тепловым двигателем. В различных областях промышленности, этот тип тепловых двигателей является универсальным, благодаря высокой экономичности, малой металлоёмкости, надёжности и относительной долговечности.
Одной из важнейших задач в области развития двигателей внутреннего сгорания является уменьшение их удельной массы и габаритных размеров при сохранении по возможности срока службы. Для решения этой задачи существует несколько путей. Один из них - увеличение быстроходности двигателей, что позволяет получить большую мощность при одних и тех же основных размерах. Успехи современной металлургии в области создания более прочных материалов, улучшение технологии производства и усовершенствование методов исследования происходящих в двигателях процессов позволили значительно повысить быстроходность двигателей внутреннего сгорания и обеспечить при этом их достаточно высокую долговечность. Так, например, в середине сороковых годов большинство дизелей магистральных тепловозов имели 500- 700 об/мин, а в настоящее время такие дизели имеют 850- 1500 об/мин. Число оборотов в минуту тракторных двигателей за тот же период изменилось с 1000-1300 до 1800-2200. Значительно возросло число оборотов в минуту автомобильных, судовых и стационарных двигателей.
Развитие двигателестроения сопровождается непрерывным интенсивным улучшением их технико-экономических показателей, увеличением моторесурса и снижением их металлоемкости.
Поэтому, в работе, разработан новый бензиновый двигатель мощностью 95 кВт с улучшенными технико-эксплуатационными и технико-экономическими характеристиками.
При этом, было рассмотрены и решены следующие задачи:
- проведен анализ тенденций развития автомобильных двигателей данного класса;
- произведен выбор исходных данных и расчёт рабочего цикла двигателя;
- произведен динамический расчёт и рассмотрено уравновешивание двигателя;
- проведен расчёт прочности деталей двигателя: коленчатого вала, деталей шатунной группы, деталей поршневой группы;
- рассмотрена экологическая безопасность.
Новый спроектированный двигатель, с номинальной мощностью 95 кВт и частотой вращения коленчатого вала 5600 об/мин имеет удельный расход топлива 0,32 кг/кВт*ч.
Для улучшения технических характеристик двигателя были проделаны следующие операции, в результате которых данный двигатель по сравнению с аналогом имеет ряд преимуществ:
- увеличен объем камеры сгорания. Увеличение объема двигателя осуществлено за счет увеличения камеры сгорания (расточки блока);
- увеличена мощность с 72 кВт до 95 кВт. За счет изменения головки блока (внедрения: 16-и клапанов, 2-х распределительных валов, установки электронной системы впрыска) и увеличения объема двигателя;
- увеличен крутящий момент за счет увеличении объема и мощности.
Затраты на проектируемый двигатель для производителя увеличатся на 5…10 % в сравнении с затратами серийного двигателя ВАЗ-2110. Данный фактор определен повышением расходов на материалы, другие составляющие затрат такие, как заработная плата, амортизация, отчисления и другие, останутся прежними. Изготовление проектируемого двигателя будет дороже на 13 000 рублей по отношению к серийному выпуску двигателя ВАЗ-2110. При выводе проектируемого двигателя на рынок будет соблюдаться «соотношение цена-качество» - это главный критерий, по которому оценивает большинство покупателей, и тем самым он будет пользоваться спросом.
Список литературы
Румянцев В.В. Конструкция и расчет двигателей внутреннего сгорания: Учеб. пособие. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2004. – 277 с.
Дьяченко Н.Х., Харитонов Б.А., Петров В.М. и др. Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания: Учебник для вузов под ред. Дьяченко Н.Х. – Л: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1979. – 392 с.
Алексеев В.П., Иващенко Н.А., Ивин В.И. и др. Двигатели внутреннего сгорания: Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей: Учебник для студентов втузов, обучающихся по специальности «Двигатели внутреннего сгорания» под ред. Орлина А.С., Круглова М.Г. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980. – 288 с.
Батурин С.А., Синицин В.А. Уравновешенность ДВС в примерах и задачах: Учебное пособие / Алт. политехн. ин-т им Ползунова И.И. / – Барнаул: Б., 1990. – 88 с.
Исаков Ю.Н., Костин А.К., Ларионов В.В. Расчет рабочего цикла и газообмена в поршневых ДВС: Пособие по курсовому проектированию под ред. Дьяченко Н.Х.– Л.: Изд-во ЛПИ имени Калинина М.И., 1977. – 81 с.
Дьяченко Н.Х. Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы. – Л.: Машиностроение, 1974. – 551 с.
Организационно-экономическая часть дипломных проектов конструкторского профиля. - М.: МГТУ, 1991.
Методические рекомендации по оценке эффективности инвестиционных проектов и их отбору для финансирования. Официальное издание. - М.: 1994.
Начисление амортизации (износа). - М.: «Приор», 1996.
Методические указания по экономической оценке новой тракторной техники. Разделы 1, 2 и 3. - М.: НАТИ, 1982.
Методика определения оптовых цена на новые тракторы и двигатели. - М.: ОНТИ-НАТИ, 1974.
Отраслевая инструкция по определению экономической эффективности использования в народном хозяйстве новой техники, изобретений и рационализаторских предложений дизелестроения. - Л.: ЦНИДИ, 1980.
Великанов Д.П. Эффективность автомобиля. -М.: Транспорт, 1969.
Ипатов М.И. Технико-экономическая оценка конструкций автомобилей при проектировании. - М.: Машиностроение, 1969.
Пунин Е.И. Маркетинг, менеджмент и ценообразование на предприятиях в условиях рыночной экономики. - М.: Международные отношения, 1993.
Пузанков А.Г. Автомобили: конструкция, теория и расчет. – М., 2007. – 544 с.
Гуревич A.M. и др. Конструкция тракторов и автомобилей. – М., 1989. – 368 с.
Шестопалов К.С. и др. Легковые автомобили. – М., 1989. – 302 с.
Прохоренко П.П. Ультразвуковой капиллярный эффект / П.П. Прохоренко, Н.В. Дежкунов, Г.Е. Коновалов; Под ред. В.В. Клубовича. 135 с. Минск: «Наука и техника», 1989. – 245 с.
Гуревич А.М. Тракторы и автомобили. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Колос, 1983. – 336с.
Конструкция тракторов и автомобилей /А.М. Гуревич, А.К. Болотов, В.И. Судницин. – М.: Агропромиздат, 1989. – 368с.
Сергеев В.П. Автотракторный транспорт: Учебник для вузов. – М.: Высш. шк., 1984. – 304с.
Расчёт автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов. /А.И. Колчин, В.П. Демидов – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 2002. – 496с.
Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчёт автотракторных двигателей. – М.: Колос, 1984. – 335с.
Безопасность жизнедеятельности в энергомашиностроении, Т.Т. Каверзнева и др.: СПбГТУ, 1996.
46
38
50
100