Бензиновый двигатель для легкового автомобиля мощностью 80 кВт.

Оглавление
1 Введение 4
2 Анализ тенденций развития автомобильных двигателей данного класса 6
3 Выбор исходных данных и расчёт рабочего цикла 13
3.1 Расчёт рабочего цикла двигателя 13
3.2 Построение индикаторной диаграммы 18
4 Динамический расчёт, уравновешивание двигателя 24
4.1 Построение диаграмм сил давления газов, сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс двигателя и суммарной силы 24
4.2 Диаграмма сил N, Z, T 29
4.3 Выбор схемы расположения кривошипов коленчатого вала и порядка вспышек в цилиндрах двигателя 32
4.4 Силы и моменты, действующие на коренные и шатунные шейки коленчатого вала 34
4.5 Построение графиков крутящих моментов 39
4.6 Полярная и развернутая диаграмма сил, действующих на шатунную шейку 43
4.7 Полярная диаграмма нагрузок на коренную шейку и сопряженный подшипник 49
4.8 Диаграмма износа шатунной шейки. Выбор направления канала для подвода масла к шатунному подшипнику 54
4.9 Анализ уравновешенности двигателя 56
5 Расчёт прочности деталей двигателя 59
5.1 Расчёт коленчатого вала 59
5.2 Расчет деталей шатунной группы 70
5.3 Расчёт деталей поршневой группы 78
6 Экологическая безопасность и экономические последствия 89
6.1 Экологическая безопасность 89
6.2 Экономическое обоснование производства нового двигателя 92
Заключение 95
Список литературы 96

а = 43 МПа - амплитуда напряжений;m = 12 МПа - среднее касательное напряжение.nτ = 508 / 2,5∙43=4,7.Запас прочности шатунной шейки с учётом коэффициента динамического усиления:(5.16)где д = 1,14 - коэффициент динамического усиления.nШ = 4,7/1,14=4,1.nШ [n] = 3.Расчёт шейки на изгиб.Масляное отверстие расположено горизонтально, поэтому расчётной нагрузкой будет Т.Тmax = 9246 Н;Тmin = -8382 Н.l1 = 50 мм;lo = 100 мм.Момент от сил Т:Mтmax = Тmaxl1 10-3 = 9246 0,05=462 Нм;Mкрmin = Тminl1 10-3 = -8382 0,05 = -419 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 м3σmax = 462∙10-6 / 1.225∙10-5 = 37,7 МПа.Минимальное нормальное напряжение:(5.18)σmin = -419∙10-6 / 1.225∙10-5 = -34,2 МПа.Амплитуда напряжений:(5.19)σa = (37,7+34,2) / 2 = 35,95 МПа.Среднее нормальное напряжение:(5.20)σm = (37,7 – 34,2) / 2 = 1,75 МПа.Запас прочности шатунной шейки:(5.21)где К = 2,35 - коэффициент концентрации напряжений; = 0,95 – масштабный фактор;-1 = 480 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 = 480 / (2,35∙35,95/0,95+0,2∙1,75)=5,4.Суммарный запас прочности:(5.22)Запас прочности шатунной шейки с учётом коэффициента динамического усиления:(5.23)где д = 1,14 - коэффициента динамического усиления.nш [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 = 1330 Нм;Mкрmin = -790 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 = 48 МПа - амплитуда напряжений.nτ = 508 / 1,9/,095∙48=5,3.Запас прочности щеки с учётом коэффициента динамического усиления:nщ = 5,3/1,14 = 4,7,где д = 1,14 - коэффициента динамического усиления.nщ [n] = 4.Амплитуда нормальных напряжений при растяжении-сжатии:(5.25)гдеZmax = 21035 Н;Zmin = -17429 Н;Момент сопротивления изгибу:(5.26)Wи = 62∙133/6 = 2,27∙104 мм4.Площадь расчётного сеченияFщ = bh = 62 13 = 806 мм2.σа = (21035+17429)/4 ∙ (25/2,27∙104 + 1/806) = 22,5 МПа.Среднее нормальное напряжение:(5.27)σm = (21035-17429)/4 ∙ (25/2,27∙104 + 1/806) = 2,1 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 = 22,5 МПа - амплитуда напряжений;m = 2,1 МПа - среднее касательное напряжение.nσ = 440 / (2,35∙22,5/0,95+0,2∙2,1) = 7,8.Запас прочности щеки с учётом коэффициента динамического усиления:nЩ = 7,8 / 1,14 = 6,8.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 = 4,0 / 1,14 = 3,5; видим, что nщ [n] = 1,5.5.2 Расчет деталей шатунной группыШатун 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.Поршневая головка во время процессов впуска и выпуска подвергается растяжению силами инерции РJ и сжатию силой РZ – PJпг (РJпг – сила инерции деталей поршневой группы). Расчетная схема шатуна приведена на рис. 5.3.Рисунок 5.3 – Расчетная схема шатунаДля случая изгиба:;.Для случая растяжения-сжатия:;.Максимальное напряжение растяжения в сечении І – І:,(5.30)где ;mвг = 0,075 mш = 0,075·0,94 = 0,07 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. 5.1.Таблица 5.1 – Результаты расчетовφ, град30608090100110120NJ, Н-1003-1022-1038-1047-1039-1001-932МJ, мм-0,1560,7641,5842,0201,66-0,277-3,740σаi, МПа-5,585-3,585-1,801-0,853-1,633-5,848-13,372σJi, МПа-4,685-7,43-9,771-11,051-9,992-4,4555,420Суммарная 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. 5.2.Таблица 5.2 – Результаты вычисленийφ30608090100110120NJ, Н82,447,989,3801,321109,02423,15MJ, Нм1,172,062,7863,5143,450,6547,345σai, МПа3,824,888,399,799,6200,45-20,56σJi, МПа-4,18-7,81-10,47-11,89-11,65-2,13728,6Расчет 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 группыПоршневая группа двигателя включает поршень, поршневой палец, поршневые кольца и детали крепления пальца (стопорные кольца, грибки).Расчет поршняВысота 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. 5.4.Рисунок 5.4 – Расчетная схема поршня двигателяОпределяем 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 Тц380К – температура стенок цилиндров;Тг – температура головки поршня, Тг = 473...723К 490К;Тю – температура юбки поршня, Тю420 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. 5.3.Таблица 5.3 – Сводные значенияφº0306090120150180Рφ, МПа0,0840,0820,0660,03990,0410,0820,108Y00,00490,01570,0189-0,005-0,0635-0,1331X0,10080,11520,14920,18090,18890,16180,1014ρ, мм40,8641,068241,55641,99342,03741,51440,5102Максимальное 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 пальцаПринимаем 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 = 0,72 – 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.Расчет силовых шпилек.Головки к блоку цилиндров, а также головки и цилиндры к картеру, если они выполнены раздельно, крепят при помощи силовых шпилек. Силовые шпильки размещают в головке как можно ближе к оси цилиндра и таким образом, чтобы шпильками головка с одинаковой силой прижималась к верхней плоскости цилиндра или блока цилиндров. Силовые шпильки для автомобильных двигателей выполняют из углеродистых сталей. Для особо нагруженных шпилек и анкерных болтов применяют стали 18ХНМА, 18ХНВА, 20ХНВА и др. Чтобы увеличить прочность, применяют шпильки и анкерные болты с резьбой специального профиля, стержни болтов шлифуют. Переходы от одного диаметра к другому выполняют плавными.При расчете шпильки или анкерного болта на прочность учитывают: силу предварительной затяжки, суммарную силу и соответствующее ей напряжение в шпильке при максимальном значении Рг в нагретом двигателе и запасы прочности. При этом принимают, что давление от газов данного цилиндра распространяется только на шпильки, расположенные непосредственно у этого цилиндра.Из-за трудностей учета действительных условий работы шпилек и анкерных болтов расчет их на прочность ведут по упрощенной схеме.Сила предварительной затяжки для силовых шпилек (МН):,(5.53)где Рг– сила от давления газов на головку цилиндров (МН):,(5.54)При верхнем расположении клапанов:.(5.55)...Суммарная сила (МН), приходящаяся на одну шпильку:,(5.56)где п– число шпилек, на которые действует данная сила..Напряжение от растягивающей силы:,(5.57)где fшп– наименьшее сечение шпильки.Диаметр наименьшего сечения резьбы шпильки или стержня шпильки,(5.58)Для легированных сталей напряжения в минимальном сечении шпилек допускают: при предварительной затяжке 190-290 МПа; от термической нагрузки 140-190 МПа.Суммарные напряжения от предварительной затяжки и температурной нагрузки для легированных сталей 320-540 МПа, для углеродистых сталей 100-150 МПа.Запас прочности для шпилек и анкерных болтов п = 2-4.Для ориентировочной оценки размера болтов принимаем:( fшп / Fц )100 = 1,25 %.Тогдаfшп= 1,25*5534 / 100 = 69 мм2.Далее проведем расчеты: = 0,0045 / 69 = 65,2 МПа, что меньше допустимых напряжений.Запас прочности при будет равенn = 150 / 65,2 = 2,3, что укладывается в интервал п = 2-4. = 11,8 мм.Принимаем диаметр шпильки равный 12 мм.6 Экологическая безопасность и экономические последствия6.1 Экологическая безопасностьВ данном разделе дипломного проекта рассматриваются вопросы обеспечения безопасности жизнедеятельности во время производства и эксплуатации проектируемого двигателя с мощностью 80 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 взрывоопасногоскопления паров масла в картере двигателя, а также пары топлива в моторном отсеке автомобиля;- возможность создания аварийной ситуации в результатеневерной 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 двигателяна организм человека проявляют вредные влияниятакие 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 факторовВ 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 автомобилявыхлопной 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 двигателяПри 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 санитарияШум 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 двигателяАктивное 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 76 кВт до 80 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 характеристикТехнические характеристикиПроектируемый двигательДвигатель ВАЗ – 2110Диаметр цилиндра, мм8482Ход поршня, мм92,772Рабочий объем, см32,0681,5Степень сжатия109Номинальная мощность, кВт/об.мин80/560076/5600Количество цилиндров44Количество клапанов88Октановое число бензинаАи-92Аи-92Стоимость 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 двигателяНаименование запасной частиЦена, руб.Поршни с кольцами (под ЗАКАЗ)2750Блок цилиндров10849Головка блока цилиндров18100Комплект для ГРМ с цепью в сб. (под ЗАКАЗ)6000КонтроллерИтэлма6444Коленчатый вал3999Итого48142Таблица 6.3 – Таблица запчастей для двигателя ВАЗ-2110Наименование запасной частиЦена, руб.Поршни с кольцами.1522Блок цилиндров голый10849Головка блока цилиндров в сб. инж13400Комплект для ГРМ в сб. 1500Контроллер 8кл. Е-2 4900Коленчатый вал ВАЗ3950Итого36121Рассмотрим 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 12 000 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. ЗаключениеРазвитие двигателестроения сопровождается непрерывным интенсивным улучшением их технико-экономических показателей, увеличением моторесурса и снижением их металлоемкости.Поэтому, в работе, разработан новый бензиновый двигатель мощностью 80 кВт с улучшенными технико-эксплуатационными и технико-экономическими характеристиками.Новый спроектированный двигатель, с номинальной мощностью 80 кВт и частотой вращения коленчатого вала 5600 об/мин имеет удельный расход топлива 0,327 кг/кВт*ч.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.Список литературыРумянцев 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.