4411

Расчет четырехтактного бензинового двигателя типа R4 с распределенным впрыском топлива и электронным управлением системой питания и зажигания

Дипломная

Производство и промышленные технологии

Введение Поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС) – самый распространенный тип энергетической установки, на сегодняшний день, используемый на автомобилях, тракторах, тепловозах, на судах и т.п...

Русский

2012-11-18

3.08 MB

190 чел.

Введение

Поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС) – самый распространенный тип энергетической установки, на сегодняшний день, используемый  на автомобилях, тракторах, тепловозах, на судах и т.п.

        Основные преимущества поршневых двигателей сравнительно с другими типами энергетических установок, определяющие их широкое распространение, следующие: 1) высокий КПД превращения тепловой энергии сжигаемого топлива в механическую энергию, достигающий в современных двигателях 40…44% ; 2) небольшие удельные весогабаритные показатели; 3) удельные значения массы, приходящейся на единицу мощности у существующих двигателей, составляют 2…7 кг/кВт; 4) высокая надежность ДВС; 5) высокие эксплуатационные качества; 6) хорошая технологичность конструкции, высокая отработанность методов расчета и доводки, позволяющая в короткие сроки создавать и налаживать серийное производство новых поршневых двигателей разного назначения.

         Для рабочего процесса в цилиндре бензинового двигателя при работе по внешней скоростной характеристике характерным является узкий диапазон изменения коэффициента воздуха коэффициента наполнения, в следствии чего допустимо считать их постоянными, при увеличении частоты вращения коленчатого вала двигателя n возрастает количество выпускных газов.

        Поршневые двигатели непрерывно совершенствуются в направлении улучшения экономичности, снижения токсичности выпускных газов, снижения металлоемкости. Разрабатываются методы использования новых видов топлив: газовых, синтетических жидких (на базе производства их, например, из углей), смесей разных топлив. Все шире используют автоматизацию управления работой двигателя, особенно с учетом возможностей электроники.

         Проектируемый двигатель – бензиновый, четырёхтактный, четырёхцилиндровый мощностью 75 кВт при частоты вращения 5600 об/мин,  с верхним расположением распределительного вала.  Цилиндры двигателя расположены вертикально в ряд, объединены вместе с верхней частью картера и представляют собой единую отливку – блок цилиндров. При такой компоновке обеспечивается прочность конструкции, жёсткость, компактность надёжность и уменьшается масса двигателя. Протоки для охлаждающей жидкости сделаны по всей высоте цилиндров, что улучшает охлаждение цилиндров и поршневых колец и уменьшает деформации блока от неравномерного нагрева.

          В нижней части блока цилиндров на пяти опорах установлен коленчатый вал. Благодаря сравнительно большим диаметрам коренных и шатунных шеек вала удельные нагрузки на подшипники не велики, поэтому коленчатый вал и вкладыши его подшипников имеют достаточно высокую долговечность. Передний и задний концы коленчатого вала уплотняются самоподжимными резиновыми сальниками.

          В передней части блока цилиндров имеется полость для размещения ременного привода распределительного вала. Снизу блок цилиндров закрыт стальным штампованным масляным картером.  Между блоком цилиндров и крышкой привода распределительного вала, также между блоком-цилииндров и картером устанавливаются пробко-резиновые прокладки.

           Поршни отливаются из алюминиевого сплав и имеют два компрессионных кольца и одно маслосъёмное. Головка цилиндров общая в неё запрессованы чугунные направляющие втулки и седла клапанов. На головке цилиндров в специальном корпусе установлен распределительный вал, который приводится  во вращение от коленчатого вала. Привод обеспечивает чёткую работу клапанов при высокой частоте вращения вала.

       

         Для того чтобы двигатель внутреннего сгорания работал надежно, его трущиеся детали должны быть разделены масляной пленкой. Смазочная система двигателя подводит масло к трущимся поверхностям, охлаждает нагретые детали, удаляет нагар и продукты изнашивания и способствует защите деталей от коррозии. Система смазки комбинированная (под давлением и разбрызгиванием) и включает в себя полнопоточный масляный фильтр с бумажным фильтрующим элементом, через который проходит всё масло, и масляный насос шестеренчатого типа.

        В связи с совершенствованием конструкций выпускаемых и подготавливаемых к производству новых автотракторных двигателей особое значение приобретает их охлаждение. Большое внимание при этом уделяется разработке рациональных и надежных конструкций систем жидкостного охлаждения, которые требовали бы минимальных затрат мощности двигателя на привод вентилятора и водяного насоса, были менее трудоемкими в изготовлении, имели меньшие размеры и вес отдельных элементов.

        Система охлаждения двигателя – жидкостная, закрытого типа, с принудительной циркуляцией жидкости, предназначена для принудительного отвода теплоты от деталей двигателя, омываемых горючими газами, для обеспечения их оптимального и стабильного теплового состояния. Система заполняется специальной жидкостью – тосолом, незамерзающей при очень низких температурах. Для обеспечения интенсивной циркуляции охлаждающей жидкости и поддержания температурного режима в системе охлаждения на различных режимах работы двигателя используется два насоса. Один насос (от двигателя) работает постоянно с небольшой производительностью; другой – с электроприводом, когда открывается термостат и подключается радиатор системы охлаждения.

  В дипломном проектировании использованы следующие программные продукты: Microsoft Word, Excel, MathCad, AutoCAD 2009, Paint, Компас, Adobe Reader 8 и программные продукты, предоставленные кафедрой «Автомобили и двигатели».

1. Конструкторский раздел

1.1. Тепловой расчет

Исходные данные

       Произвести расчет четырехтактного бензинового двигателя типа R4 с распределенным впрыском топлива и электронным управлением системой питания и зажигания, предназначенного для легкого автомобиля. Эффективная мощность двигателя с впрыском топлива Ne = 75 кВт при частоте вращения коленчатого вала n = 5600 об/мин.

       Двигатель четырехцилиндровый, i = 4 с рядным расположением. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Степень сжатия ε = 11.

       При проведении теплового расчета выбираем номинальный режим

n = 5600 об/мин, так как остальные режимы будут посчитаны на программе. Далее приведён «ручной» расчет рабочего процесса на номинальном режиме работы двигателя по методике изложенной в [1].

Топливо

       В соответствии с заданной степенью сжатия ε =11 можно использовать бензин марки АИ-95.

       Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина:

С = 0,855; Н = 0,145 и mт = 115 кг/кмоль.

       Низшая теплота сгорания топлива:

МДж/кг.

Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кмоль возд./кг топл.;

кг возд/кг топл.

Коэффициент избытка воздуха α выбираем α = 1 [1].

      Количество горючей меси:

кмоль гор.см./кг топл.

       Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при К = 0,5 на данном режиме:

кмоль СО2/кг топл.;

кмоль СО/кг топл.;

кмоль Н2О/кг топл.;

кмоль О2/кг топл.;

кмоль Н2/кг топл.;

кмоль N2/кг топл.,

где  К – постоянная величина, зависящая от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащегося в продуктах сгорания, для бензина
К = 0,45…0,50 [1].

       Общее количество продуктов сгорания:

кмоль пр.сгор./кг топл.

Параметры окружающей среды и остаточные газы

      Давление и температура окружающей среды при работе двигателя:

РК0 = 0,1 МПа;  ТК0 = 293 К.

       Температура и давление остаточных газов, учитывая уже определенные n и α можно принять: Тr = 1040 К. Для двигателей с воспламенением от искры Тr = 800…1100 К [1].

       Давление остаточных газов:

РrN = 0,110 МПа.

Для бензиновых двигателей  Рr = 1,05…1,25Р0 [1].

       Тогда величину давления  на номинальном режиме работы двигателя можно посчитать:

МПа,

где

Процесс впуска

       С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном режиме принимается  ΔТn = 6 °С [1].

°С, где:

       Плотность заряда на впуске:

кг/м3,

где Rb = 287 Дж/(кг∙град) – удельная газовая постоянная для воздуха.

       Потеря давления на впуске в двигателе:

МПа,

где  (β2вп) = 2,5 и ωвп = 110 м/с приняты в соответствии со скоростным режимом двигателя и при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы.

Для бензиновых двигателей  (β2вп) = 2,5…4,0; ωвп = 50…130 м/с [1].

       Давление в конце впуска:

МПа.

       При определении γr для двигателя без наддува принимается коэффициент φоч=1, а коэффициент дозарядки на номинальном режиме φдоз=1,12, что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30-60°. При этом на минимальном скоростном режиме возможен обратный выброс в пределах 5%. На остальных режимах φдоз можно получить, приняв линейную зависимость φдоз от скоростного режима [1].

Для бензиновых двигателей без наддува γr = 0,02…0,10 [1].

       Температура в конце впуска:

К.

Для двигателей с воспламенением от искры  Ta = 320…370 K [1].

       Коэффициент наполнения:

Для двигателей с воспламенением от искры ηv  = 0,80…0,96 [1].

Процесс сжатия

       При работе двигателя на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия приблизительно равным показателю адиабаты, который определяется по монограмме [1].

При ε = 11 и Та = 324 К, показатели k1 = 1,3678 и n1 = 1,367.

       Давление и температура в конце сжатия:

и   ,

МПа,

К.

Для  двигателей  с электронным  впрыском  топлива   Рс = 1,0…2,5  МПа  и  

Тс = 600…800 К  [1].

       Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) свежей смеси (воздуха):  

кДж/(кмоль·град),

где  tc = Tc – 273 = 781 – 273 = 508 °C;

б) остаточных газов (определяется методом интерполяции по таблице [1])

при α = 1,0 и tc = 508°C:

кДж/( кмоль·град);

в) рабочей смеси:

кДж/( кмоль·град).

Процесс сгорания

       Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси:

       Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

       Количество теплоты потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива:

       Теплота сгорания рабочей смеси:

кДж/кмоль раб.смеси.

       Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания:

        Коэффициент использовании теплоты ξz  зависит от совершенствования организации процессов смесеобразования и сгорания топлива. По опытным данным принимаем ξz = 0,90. Для двигателя с электронным впрыском топлива ξz = 0,90…0,96 [1].

       Температура видимого процесса сгорания:

°С;

К.

Для бензиновых двигателей Тz = 2400…3100 K [1].

       Максимальное давление сгорание:

МПа;

МПа.

Для бензиновых двигателей  Рz = 3,5…9,0 МПа [1].

       Степень повышения давления:

Для бензиновых двигателей  λ = 3,2…4,2 [1].

Процесс расширения

       Средние показатели адиабаты и политропы расширения выбираются следующим образом. На номинально режиме можно принять показатель политропы расширения с учетом достаточно больших размеров диаметров цилиндра, несколько меньше показателя адиабаты расширения, который определяется по монограмме [1]. При   Тz = 2935 K и α = 1,0:  k2 = 1,2478,
а
n2 = 1,247.

       Давление и температура в конце расширения:

МПа;

°С.

Для бензиновых двигателей Рb = 0,35…0,60 МПа, а Тb = 1200…1700 K [1].

       Проверка ранее принятой температурой остаточных газов:

К,

%.

Индикаторные параметры рабочего цикла

      Теоретическое среднее индикаторное давление:

МПа.

      Среднее индикаторное давление:

МПа,

где  φu – коэффициент полноты диаграммы.

Для бензиновых двигателей  φu = 0,95…0,98  и  Рi = 0,6… 1,4 МПа [1].

       Индикаторный КПД:

Для двигателей с электронным впрыском топлива ηi = 0,35…0,45 [1].

       Индикаторный удельный расход топлива:

г/(кВт · ч).

Для бензиновых двигателей gi = 180…230 [1].

Эффективные показатели двигателя

       Среднее давление механических потерь:

МПа,

       Среднее эффективное давление и механический КПД:

МПа;

Для бензиновых двигателей  Ре = 0,6…1,3 МПа, а ηм = 0,75…0,92 [1].

       Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

мг/(кВт · ч).

Для  бензиновых  двигателей  ηе = 0,25…0,38, а gе = 200…290 г/(кВт · ч)  [1].

Основные параметры цилиндра и двигателя

       Литраж двигателя:

л.

       Рабочий объем цилиндра:

л,

где  i – число цилиндров.

Из условия короткоходности принимаем k=S/D, где k=1,04.

мм.

S = kD = 1,04∙81,7 = 84,9 мм.

Окончательно принимаем D = 82 мм, S = 85 мм.

Основные показатели двигателя определяем по принятым D и S.

       Литраж двигателя:

л.

       Площадь поршня:

см2.

       Мощность двигателя:

кВт.

       Крутящий момент:

Нм.

       Часовой расход топлива:

кг/ч.

       Литровая мощность:

кВт/л.

       Результаты «ручного» теплового расчета по внешней скоростной характеристике на номинальном режиме работы двигателя приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1.

Сводная таблица значений теплового расчёта на номинальном
режиме работы двигателя

Название, параметр

Значение

Размерность

Номинальная частота вращения коленчатого вала, nN

5600

об/мин

Теплота сгорания применяемого топлива, Hu

43930

кДж/кг

Коэффициент избытка воздуха на
номинальном режиме,

1,0

Количество горючей смеси М1

0,5247

Кмоль гор.см/кг топл.

Количество углекислого газа, МСО2

0,0712

Кмоль CO2 / кг топл.

Количество азота MN2

0,4087

Кмоль N2 / кг топл.

Количество водяного пара, МН2О

0,0725

Кмоль H2O / кгтопл.

Количество кислорода, М02

0,073

Кмоль О2 / кг топл.

Общее кол-во продуктов сгорания, М2

0,5524

Кмоль пр.сг. / кг топл.

Температура  остаточных газов на
номинальном режиме,
Tr

1040

К

Давление остаточных газов на номинальном режиме, Pr

0,11

МПа

Температура  перед впускным клапаном, Tк

293

К

Давление перед впускным клапаном, Pк

0,1

МПа

Температура подогрева свежего заряда на номинальном режиме работы  двигателя, ∆T

6

С

Плотность заряда на впуске, к

1,19

кг/м3

Потери давления на впуске, ∆pa

0,018

МПа

Давление в конце впуска, Pa

0,082

МПа

Продувка на номинальном режиме, Φоч

1

Дозарядка  на номинальном режиме,Φдоз

1,12

Коэффициент остаточных газов, r

0,035

Температура в конце впуска, Ta

324

К

Коэффициент наполнения, V

0,88

Политропа сжатия,  n1

1,367

Давления в конце сжатия, Pc

2,17

МПа

Температура в конце сжатия,Tc

781

К

Температура в конце сжатия, tc

508

С

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси,

1,051


Коэффициент молекулярного изменения
горючей смеси,
o

1,053


Продолжение таблицы 1.1.

Теплота сгорания рабочей смеси, Hраб.см.

80892

кДж /кмоль раб.см.

Коэффициент использования теплоты, z

0,9

Температура сгорания, tz

2662

С

Температура сгорания, Tz

2935

К

Давление сгорания, Pz

8,57

МПа

Степень повышения давления, λ

3,9

Политропа расширения,  n2

1,247

Давление в конце расширения, Pb

0,431

МПа

Температура в конце расширения, Тb

1623

К

Температура  остаточных газов на номинальном режиме (проверенная), Tr (пров)

1031

К

Процент ошибки,

0,8

Теоретическое среднее индикаторное давление, PI

1,17

МПа

Среднее индикаторное давление, Pi

1,11

МПа

Индикаторный КПД, i

0,37

Индикаторный удельный расход топлива, gi

221

г/кВт∙ч

Средняя скорость поршня, Vп.ср.

15,9

м /с

Среднее давление механических потерь, Pм

0,21

МПа

Среднее эффективное давление, Pe

0,90

МПа

Механический КПД, м

0,81

Эффективный КПД, e

0,30

Эффективный удельный расход топлива, ge

273

г/кВт∙ч

Эффективная мощность двигателя, Ne

75,1

кВт

Эффективный крутящий момент, Me

128

H∙м

Часовой расход топлива, Gт

20,5

кг/ч

Тепловой баланс «ручного» расчета

       Общее количество теплоты, введенной в двигатель:

Дж/с.

       Теплота, эквивалентная эффективной работе за  1 с:

Дж/с.

       Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

Дж/с,

где  С – коэффициент пропорциональности, С = 0,45…0,53; i – число цилиндров; D – диаметр цилиндра, см; m – показатель степени m = 0,5…0,7;

n – частота вращения коленчатого вала двигателя, мин-1.

          Теплота, унесенная с отработавшими газами:

кДж/с,

где  кДж/(кмоль·град) - определенно по таблице [1]
методом интерполяции при α = 1,0  и  
tr = Tr – 273 = 1031 – 273 = 758 °C;   кДж/(кмоль·град) - определенно по таблице при   
t0 = T0 – 273 = 293 - 273 = 20 °C [1].

          Неучтенные потери теплоты:

кДж/с.

Результаты теплового расчета по внешней скоростной характеристике, полученные с помощью программы кафедры «Автомобили и двигатели»

            В данном подразделе теплового расчёта будут рассчитаны остальные режимы работы двигателя с помощью ЭВМ в программе кафедры «Автомобили и двигатели» «Тепловой расчёт» разработанной проф., к.т.н.  Гусаровым В.В. Этот метод  учитывает сложный закон сгорания топлива, угол опережения зажигания (и находит его оптимальное значение для данного режима),  и позволяет управлять этими параметрами. Так же учитывает насосные ходы по упрощенной методике, без учета влияния факторов, присутствующих в реальном рабочем процессе (течение  газов, влияние клапанов на поток, течение в щелях). Исходные данные для теплового расчёта с помощью программы кафедры «Автомобили и двигатели» на номинальном режиме работы двигателя приведены в
таблице 1.2.

Таблица 1.2.

      Исходные данные для теплового расчёта с помощью программы кафедры

Номинальная эффективная мощность Ne, кВт

75

Номинальная частота вращения коленчатого вала nN, мин-1

5600

Число цилиндров  i

4

Степень сжатия ε

11

Теплота сгорания применяемого топлива Ни, кДж/кг

43930

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг применяемого топлива

lo, кг возд./кг топл.

14,957

Lo, кмоль возд./кг топл.

0,516

Коэффициент избытка воздуха на номинальном режиме αN

1,0

Коэффициент короткоходности к = S/Dц

1,04

Безразмерный кинематический параметр λ = R / l

0,28

    Температура подогрева свежего заряда на номинальном режиме работы ΔTN, ˚С

6,0

Средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы на номинальном режиме работы  двигателя ωвп.N, м /с

110,0

Коэффициент потерь на впуске на номинальном режиме2+ ξвп)N

2,5

Продувка на номинальном режиме φоч.N

1,00

Дозарядка  на номинальном режиме φдоз.N

1,12

Ожидаемое значение среднего эффективного давления Реож, МПа

0,90

Ожидаемый рабочий объем  цилиндра V, л 

0,45


Параметры для расчета процесса сгорания

Продолжительность сгорания на номинальном режиме φzN, град.пов.к/в.

60,0

Доля сгоревшего топлива хz

0,98

Показатель характера сгорания m

3,50

Параметры, используемые для определения теплоотдачи в стенки

Средняя температура поршня, ºC

250

Средняя температура головки блока, ºC

250

Средняя температура стенки цилиндра, ºC

120

Коэффициент К для расчета теплопередачи

20

Атмосферные условия:

Атмосферное давление Ро, МПа

    0,10

Температура окр. среды То, К

    293

 

Давление перед впускным клапаном Рк, МПа

    0,10

Температура  перед впускным клапаном Тк, К

    293

Параметры остаточных газов

Температура  остаточных газов на номинальном режиме ТrN, К

1040

Давление остаточных газов на номинальном режиме РrN, МПа

0,11

Параметры для определения среднего давления механических потерь (по типу двигателя)

Коэффициент а

0,034

Коэффициент b

0,0113

Фазы газораспределения:

Угол запаздывания впуска φз.вп., ˚ град. пов. к/в. после НМТ

40

Угол опережения выпуска φо.в., ˚ град. пов. к/в. до НМТ

60

Угол опережения впуска φо.вп., ˚ град. пов. к/в. до ВМТ

40

Угол запаздывания выпуска φз.в., ˚ град. пов. к/в. после ВМТ

60

       Основные результаты теплового расчёта, полученные с помощью программы кафедры «Автомобили и двигатели» на номинальном режиме работы приведены в таблице 1.3.

Таблица 1.3.

Основные результаты теплового расчёта, полученные с помощью программы кафедры «Автомобили и двигатели» на номинальном режиме работы

Частота вращения коленчатого вала n, мин-1

5600

Коэффициент избытка воздуха α

1

1. Оптимальный угол опережения начала сгорания, гр. пов. к.в. до ВМТ

29,28

2. Давление в конце впуска Ра, МПа

0,082

3. Температура в конце впуска Та, К

324

4. Давление в конце сжатия Рс, МПа

2,16

5. Температура в конце сжатия Тс, К

781

6. Максимальное давление сгорания Рzmax, МПа

8,28

7. Максимальная температура сгорания Тzmax, К

2926

8. Давление в момент начала открытия выпускного клапана Рв, МПа

0,439

9. Температура в момент начала открытия выпускного клапана Тв, К

1629

10. Температура остаточных газов Тr, К

1040

11. Давление остаточных газов на расчетном режиме Рr, МПа

0,110

12. Коэффициент остаточных газов γr

0,035

13. Среднее индикаторное давление Рi, МПа

1,12

14. Индикаторный КПД  ηi

0,375

15. Индикаторный удельный расход топлива gi, г/(кВт∙ч)

219

16. Среднее эффективное давление Ре, МПа

0,897

17. Эффективный КПД   ηе

0,294

18. Эффективный удельный расход топлива gе, г/(кВт∙ч)

279

19. Эффективный крутящий момент Ме, Н∙м

129,6

20. Эффективная мощность двигателя Nе, кВт

75,0

21. Часовой расход топлива Gт, кг/час

20,22

22. Продолжительность сгорания на расчетном режиме φz, град.пов.к.в.

60

23. Средний индикаторный момент Мi, Н∙м

165,6

24. Механический КПД ηм

0,794

25. Коэффициент наполнения  ηv

0,875

       Результаты теплового баланса, полученные с помощью программы кафедры «Автомобили и двигатели» на номинальном режиме работы двигателя приведены в таблице 1.4.

Таблица 1.4.

Результаты теплового баланса, полученные с помощью программы кафедры                

Составляющие теплового баланса

Q, кДж/цикл

q, %

Общее кол-во теплоты, введенной в двигатель с топливом

252806

100,0

Теплота, передаваемая охлаждающей среде

72568

28,7

Теплота, унесенная с отработавшими газами

80356

31,8

Теплота, эквивалентная эффективной работе

74900

29,6

Теплота, потерянная из-за неполноты сгорания топлива и другие

26982

9,9

        Вывод: тепловой расчет выполненный «вручную» и расчет,     выполненный с помощью программы кафедры «Автомобили и двигатели», дали приблизительно одинаковые   результаты с погрешностью 5%.

        Основные результаты теплового расчёта, полученные с помощью программы кафедры «Автомобили и двигатели» для режима работы двигателя при n = 800 об/мин приведены в таблице 1.5.

                                                                      Таблица 1.5.

        Основные результаты теплового расчет для режима работы при  n=800 об/мин                                                                    

Частота вращения коленчатого вала n, мин-1

         800

Коэффициент избытка воздуха α

        0,96

1. Оптимальный угол опережения начала сгорания, гр. пов. к.в. до ВМТ

17,27

2. Давление в конце впуска Ра, МПа

0,099

3. Температура в конце впуска Та, К

329

4. Давление в конце сжатия Рс, МПа

2,58

5. Температура в конце сжатия Тс, К

774

6. Максимальное давление сгорания Рzmax, МПа

7,06

7. Максимальная температура сгорания Тzmax, К

2808

8. Давление в момент начала открытия выпускного клапана Рв, МПа

0,221

9. Температура в момент начала открытия выпускного клапана Тв, К

877

10. Температура остаточных газов Тr, К

854

11. Давление остаточных газов на расчетном режиме Рr, МПа

0,104

12. Коэффициент остаточных газов γr

0,036

13. Среднее индикаторное давление Рi, МПа

0,90

14. Индикаторный КПД  ηi

0,273

15. Индикаторный удельный расход топлива gi, г/(кВт∙ч)

300

16. Среднее эффективное давление Ре, МПа                  

0,831

17. Эффективный КПД   ηе

0,252

18. Эффективный удельный расход топлива gе, г/(кВт∙ч)

325

19. Эффективный крутящий момент Ме, Н∙м

120,1

20. Эффективная мощность двигателя Nе, кВт

26,3

21. Часовой расход топлива Gт, кг/час

3,27

22. Продолжительность сгорания на расчетном режиме φz, град.пов.к.в.

41

23. Средний индикаторный момент Мi, Н∙м

130

24. Механический КПД ηм

0,923

25. Коэффициент наполнения ηv

0,906

       

           Основные результаты теплового расчёта, полученные с помощью
      программы кафедры «Автомобили и дв
игатели» для режима работы
      двигателя при
n = 2400 об/мин приведены в таблице 1.6.

                                                                   Таблица 1.6.

       Основные результаты теплового расчет для режима работы при  n=2400 об/мин                                                             

Частота вращения коленчатого вала n, мин-1

2400

Коэффициент избытка воздуха α

1

1. Оптимальный угол опережения начала сгорания, гр. пов. к.в. до ВМТ

24,87

2. Давление в конце впуска Ра, МПа

0,096

3. Температура в конце впуска Та, К

327

4. Давление в конце сжатия Рс, МПа

2,53

5. Температура в конце сжатия Тс, К

777

6. Максимальное давление сгорания Рzmax, МПа

9,57

7. Максимальная температура сгорания Тzmax, К

2865

8. Давление в момент начала открытия выпускного клапана Рв, МПа

0,358

9. Температура в момент начала открытия выпускного клапана Тв, К

1225

10. Температура остаточных газов Тr, К

956

11. Давление остаточных газов на расчетном режиме Рr, МПа

0,105

12. Коэффициент остаточных газов γr

0,032

13. Среднее индикаторное давление Рi, МПа

1,14

14. Индикаторный КПД  ηi

0,349

15. Индикаторный удельный расход топлива gi, г/(кВт∙ч)

235

16. Среднее эффективное давление Ре, МПа                  

1,010

17. Эффективный КПД   ηе

0,309

18. Эффективный удельный расход топлива gе, г/(кВт∙ч)

275

19. Эффективный крутящий момент Ме, Н∙м

146,0

20. Эффективная мощность двигателя Nе, кВт

50,7

21. Часовой расход топлива Gт, кг/час

9,71

22. Продолжительность сгорания на расчетном режиме φz, град.пов.к.в.

53

23. Средний индикаторный момент Мi, Н∙м

165

24. Механический КПД ηм

0,887

25. Коэффициент наполнения ηv

0,934

           Основные результаты теплового расчёта, полученные с помощью
     программы кафедры «Автомобили и двигатели» для режима работы
     двигателя при  
n=4000 об/мин приведены в таблице 1.7.

                                                                     

                                                                      Таблица 1.7.

          Основные результаты теплового расчет для режима работы при  n=4000 об/мин

Частота вращения коленчатого вала n, мин-1

4000

Коэффициент избытка воздуха α

1

1. Оптимальный угол опережения начала сгорания, гр. пов. к.в. до ВМТ

27,48

2. Давление в конце впуска Ра, МПа

0,091

3. Температура в конце впуска Та, К

325

4. Давление в конце сжатия Рс, МПа

2,39

5. Температура в конце сжатия Тс, К

779

6. Максимальное давление сгорания Рzmax, МПа

9,68

7. Максимальная температура сгорания Тzmax, К

2895

8. Давление в момент начала открытия выпускного клапана Рв, МПа

0,409

9. Температура в момент начала открытия выпускного клапана Тв, К

1372

10. Температура остаточных газов Тr, К

1006

11. Давление остаточных газов на расчетном режиме Рr, МПа

0,107

12. Коэффициент остаточных газов γr

0,033

13. Среднее индикаторное давление Рi, МПа

1,20

14. Индикаторный КПД  ηi

0,372

15. Индикаторный удельный расход топлива gi, г/(кВт∙ч)

220

16. Среднее эффективное давление Ре, МПа                  

1,015

17. Эффективный КПД   ηе

0,314

18. Эффективный удельный расход топлива gе, г/(кВт∙ч)

261

19. Эффективный крутящий момент Ме, Н∙м

146,7

20. Эффективная мощность двигателя Nе, кВт

66,2

21. Часовой расход топлива Gт, кг/час

16,04

22. Продолжительность сгорания на расчетном режиме φz, град.пов.к.в.

57

23. Средний индикаторный момент Мi, Н∙м

174

24. Механический КПД ηм

0,843

25. Коэффициент наполнения ηv

0,926

По результатам выполненных расчетов, построены графики в программе MS Excel. Графики зависимости параметров двигателя от частоты вращения коленчатого вала показаны на листе 1 графической части дипломного проекта. На основании полученных данных теплового расчета осуществляется динамический расчет с помощью компьютерной программы Excel по анализу сил и моментов в КШМ ДВС, разработанной профессором Гусаровым В.В. на кафедре «Автомобили и двигатели» МГИУ. Полученные результаты расчета этой программы приведены в Приложении.

1.2. Динамический расчет

       Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма (КШМ) заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. С помощью этих сил 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 (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (силы тяжести в динамическом расчете обычно не учитывают).

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

В течение каждого расчетного цикла (720° для четырехтактных двигателей) 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 10…30°. Результаты динамического расчета сводят в таблицы. В данном случае результат был сделан в программе Excel.

Задание исходных параметров кривошипно-шатунного механизма

       Предварительно длина шатуна была принята равной , отсюда; при радиусе кривошипа  получаем:

, с учетом диаметра цилиндра, равного 82 мм.

        Перемещение поршня:

вычислен через каждые 100 по программе Excel.

       Угловая скорость вращения коленчатого вала:

       Скорость поршня и ускорение:

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

По характеру движения массы деталей КШМ можно разделить на движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна), совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна) и совершающие сложное плоскопараллельное движение (стержень шатуна).   Для упрощения динамического расчета  действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс, изображенной на рисунке 1.1.

 

Рис. 1.1. Схема сосредоточенных масс, динамически эквивалентная кривошипно-шатунному механизму

Массу поршневой группы mп считают сосредоточенной на оси поршневого пальца в точке А (рис. 1). Массу шатунной группы mш заменяют двумя массами, одна из которых (mш.п.) сосредоточена на оси поршневого пальца в точке А, а другая (mш.к.) – на оси кривошипа в точке В. Величины этих масс:

mш.п. = 0,275∙mш ,   mш.к. = 0,725∙mш .

Массу кривошипа заменяют двумя массами, сосредоточенными на оси кривошипа в точке В (mк) и на оси коренной шейки в точке 0 (m0). Масса коренной шейки с частью щек, расположенных симметрично относительно оси вращения, является уравновешенной. Масса, сосредоточенная в точке В:

mк =  mш.ш. +  2∙mщ.ρ/R, где

 mш.ш. - масса шатунной шейки с прилегающими частями щек;  mщ - масса средней части щеки по контуру abcd, имеющей центр тяжести на радиусе  ρ.

Таким образом, система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная кривошипно-шатунному механизму, состоит из массы            mj =  mп +  mш.п., сосредоточенной в точке А и имеющей возвратно-поступательное движение, и массы mR =  mк +  mш.к., сосредоточенной в точке В и имеющей вращательное движение.

Для приближенного определения значений mп, mш и m по рекомендациям  [1], будем использовать конструктивные массы  m/ =  m /Fп , где Fп = π D2/4 = 3,14∙822/4=52,8 см2  - площадь поршня.

       С учетом диаметра цилиндра 82 мм  рассчитываем:

   - удельная масса поршня  (алюминиевый сплав);

   - удельная масса шатуна  (сталь).

       Масса поршневой группы:

       Масса шатуна:

       

       Масса верхней части шатуна:

       Масса нижней части шатуна:

       Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

        Масса неуравновешенной части одного колена вала (стальной вал со сплошными шейками):

Удельные суммарные силы и силы инерции

 Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна одного цилиндра:

КR.ш = – mш.к R 2  10–3  = 0,383 0,0425 5862   10–3  = 5,59 кН.

  Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа:

КR к = – mк  R  2  10–3 = 0,792 0,0425 5862  10–3 = –11,59 кН.

  Центробежная сила инерции вращающихся масс, действующая на кривошип:

КR. = КR k + 2 КR.ш = 11,59 + 2 (5,59) =  22,77 кН.

   Схема действия сил в кривошипно-шатунном механизме показана на рисунке 1.2.

Рис. 1.2. Схема действия сил в кривошипно-шатунном механизме

Удельная суммарные сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

Р = ΔРГ + Рj  МПа.

Удельная сила, действующая вдоль шатуна:

РS = Р / cos    МПа.

Удельная нормальная сила, действующая перпендикулярно оси цилиндра:

РN = Р tg    МПа.

Удельная  сила, действующая по радиусу кривошипа:

РК = Р  cos ( + ) / cos   МПа.

Удельная и полная тангенциальные силы, направленные по касательной к окружности радиуса кривошипа:

РT = Р  sin ( + ) / cos   МПа;

T  = РT Fп .

Результаты расчета удельных сил сделаны в электронном виде, показаны в Приложении.

Крутящие  моменты

Крутящий момент одного цилиндра:

МКР.Ц = Т R  Нм.

Период изменения крутящего момента четырехтактного бензинового двигателя с распределенным впрыском с равными интервалами между вспышками равными  180 поворота коленчатого вала:

= 720 / i =  720 / 4  = 180.

        Средний крутящий момент двигателя:

- по данным теплового расчета:

Мкр.т. = Ме / ηм = 128 / 0,81 = 158  Н·м;

- по данным динамического расчета:

Мкр.д. = 160 Н·м.

Ошибка:   Δ = ( Мкр.т. – Мкр.д. ) / Мкр.т. = (158 – 160) / 158 = - 0,2 %.

Анализ уравновешенности двигателя

Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом рядном двигателе, показана на рисунке 1.3.

 

Рис. 1.3. Схема сил инерции, действующих в четырехцилиндровом рядном двигателе

Исходя из выбранной схемы коленчатого вала при порядке работы цилиндров 1–3–4–2 обеспечивается равномерность чередования вспышек.  При этом  промежутки между вспышками – 180˚. По такой схеме выполнено большинство четырехцилиндровых двигателей.

Сумма сил инерции первого порядка и их моменты при указанном расположении кривошипов взаимно уравновешиваются:

PjI = 0; MjI = 0.

     Сумма сил инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направлена в одну сторону, их равнодействующая тогда:

PjII=4PjII=4mjRcos2.

  Силы инерции второго порядка в данном двигателе направлены в одну сторону. Уравновешивание сил инерции второго порядка в данном двигателе нецелесообразно, так как это усложнит конструкцию двигателя. Ее можно производить с помощью двух дополнительных валов.

Суммарный момент сил второго порядка также равен нулю:

МjII = 0.

Центробежные силы инерции для всех цилиндров равны и направлены  в разные стороны. Равнодействующая этих сил и момент равны нулю:

KR = 0; MR = 0.

Расчет момента инерции маховика

Маховик – это, по существу, динамический аккумулятор, накапливающий энергию механически в виде кинетической энергии вращения массы вокруг оси.

Маховик нужен:

1. Как конструкторско - компоновочный элемент.

2. Для обеспечения равномерного вращения.

        - коэффициент неравномерности хода двигателя:

                                   =(max - min)/ср,

где учитываются значения максимальной, минимальной и средней угловой скорости за период изменения результирующего крутящего момента.

       Рекомендуемые значения величины для автомобильных ДВС:
 = 0,02…0,03 (2…3%).

        3. Для плавного трогания  автомобиля с места.

Для расчета маховика принимаем следующие исходные данные:

Масса снаряженного автомобиля Ма = 1455 кг;

Максимальные обороты nmax = 5600 об/мин;

Передаточное число первой передачи  iк = 3,31;

Передаточное число главной передачи  iо = 3,9;

Радиус качения колеса  rк = 0,171 м;

Маркировка шины 165/80 R14.

Определение момента инерции маховика из условия плавного трогания автомобиля с места

         На рисунке 1.4 показана расчетная схема автомобиля.

Рис. 1.4. Расчётная схема автомобиля: 1 - двигатель; 2 - маховик

двигателя; 3 - сцепление;4 - коробка передач; 5 - условный маховик;

6 - главная передача; 7 - колесо

Момент инерции маховика определяется по формуле:

,

где   - коэффициент запаса сцепления (задают=1,8-2,0); - отношение угловых скоростей коленчатого вала до трогания w2g
(до включения сцепления), после трогания w1g  (окончание пробуксовки сцепления); Jм - момент инерции маховика двигателя; Ja - момент инерции условного маховика (эквивалент массы автомобиля); ik - передаточное число коробки передач(на низшей передаче); io - передаточное число главной передачи; Rk  - радиус качения колеса; wk  - угловая скорость вращения колеса автомобиля; wв - угловая скорость вторичного вала коробки передач (wв=wkio); wg  - угловая скорость коленчатого вала (wg=wвik); Ma - полная масса автомобиля.

Задают  =0,1 - для легковых автомобилей; =0,2 - для грузовых автомобилей. Величины  Ma, ik ,io,  Rk  определяют по данным выбранного прототипа автомобиля. Величину Rk  находят по данным маркировки шины.

Величина Ja определяется из условия равенства кинетических энергий движущегося автомобиля и вращающегося условного маховика:

.

Вычисляем Rк (из маркировки шины):

Rк = 0,5∙а + 0,8∙b,

где  а - диаметр диска; b - относительная высота покрышки.

Rк =0,5∙а + 0,7∙b = (0,5∙14∙2,54∙10-2) + 165∙0,8 = 0,31  м .

Находим  величину Jа :

Jа = 1455∙0,31/ 3,9= 9,19  Н∙м.

Величина Jм определяется из условия сохранения количества движения в расчётной схеме до и после включения сцепления:

кг∙м2.

Определение момента инерции маховика из условия равномерного вращения коленчатого вала

Момент инерции маховика определяется по формуле:

где   - коэффициент неравномерности вращения коленчатого вала двигателя; Мк – результирующий крутящий момент двигателя в зависимости от угла поворота  коленчатого вала двигателя (Н·м); Мi – средний индикаторный момент двигателя (Н∙м); ср – средняя угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя (рад/с).

.

График крутящего момента изображен на рисунке 1.5. Интеграл  равен по модулю наибольшей площади Smax , образованной пересечением кривой крутящего момента Мк и среднего индикаторного момента Мi .

Рис. 1.5. Крутящие моменты, действующие на шейки коленчатого вала

 Методом трапеций определяем:

Smax = 440 Н∙м∙рад.

    Находим момент инерции маховика:

кг∙м 2.

Определив момент инерции маховика 2-двумя способами, выбираем больший момент инерции равный  0,21 кг∙м2.

Анализ крутильных колебаний коленчатого вала

Исходные данные:

Диаметр коренной шейки                                                   dк.ш   =  55 мм;         

Длина коренной шейки                                                       lк.ш    =  24 мм;

Диаметр шатунной шейки                                                   dш.ш  =  50 мм;

Длина шатунной шейки                                                       lш.ш  =  28 мм;

Ширина щеки                                                                       b   =  120 мм;

Высота щеки                                                                         h  =  143 мм;

Толщина щеки                                                                       l   =  16 мм;

Расстояние от оси вращения до центра масс щеки                 a  =  34 мм;

Радиус кривошипа                                                                r  = 42,5 мм.

      Упрощенная схема коленчатого вала показана на рисунке 1.6.

Рис. 1.6. Упрощенная схема коленчатого вала

       Приведенная длина колена вала:

м.

        Эквивалентная многомассовая расчетная схема показана на рисунке 1.7.

Рис. 1.7. Эквивалентная многомассовая расчетная схема

        Полярный момент инерции вала:

 м4.

        Момент инерции коренной шейки:

кг∙м2,

где  γ = 7280  кг/м3 – удельный вес стали.

         Момент инерции шатунной шейки:

   кг∙м2.

         Момент инерции щеки:

 кг∙м2.

       Момент инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

кг∙м2.

      

        Момент инерции коленчатого вала:

 кг∙м2.

       Эквивалентный момент инерции системы:

кг∙м2.

       Эквивалентная длина вала:

м.

       Эквивалентная жесткость:

кН∙м/рад;

где  G = 8,2∙1010  н/м2 – модуль упругости.

       Частота собственных колебаний коленчатого вала:

рад/с.

       Частота вращения коленчатого вала, соответствующая главному резонансному режиму:

, где с123 – номера моторных гармоник, i – число цилиндров,                                                                                          

при с1 = 1:    об/мин;

при с1 = 2:    об/мин;

при с1 = 3:     об/мин.

          Как видно из результатов расчета, резонанс крутильных колебаний коленчатого вала от главных моторных гармоник (наиболее опасных первых трех) лежит вне поля скоростных режимов работы двигателя.

 Графики результатов динамического расчета показаны на листе 2 графической части дипломного проекта.

1.3. Прочностной расчет

Расчет деталей с целью определения напряжений и деформаций, возникающих при работе двигателя, производится по формулам сопротивления материалов и деталей машин. До настоящего времени большинство из используемых расчетных выражений дают лишь приближенные значения напряжений.

Несоответствие расчетных и фактических данных объясняется различными причинами, основными из которых являются: отсутствие действительной картины распределения напряжения в материале рассчитываемой детали; использование приближенных расчетных схем действия сил и места их приложения; наличие трудно учитываемых знакопеременных нагрузок и невозможность определения их действительных значений; невозможность точного определения влияния состояния поверхности, качества обработки (механической и термической), размеров детали и т.д. на величину возникающих напряжений.

В связи с этим применяемые методы расчета позволяют получить напряжения и деформации, являющиеся лишь условными величинами и характеризующие только сравнительную напряженность рассчитываемой детали. Это положение становиться все актуальнее и актуальнее в последние годы в связи с достижениями в области создания новых конструкционных материалов особо высокой прочности.

       Основой расчета является проверочный метод: размеры сечений рассчитываемых деталей задаются по статистике (для подобных ДВС) или по прототипу. Целью расчетов при этом является определение запасов прочности и сравнение их с рекомендуемыми допустимыми значениями, данными по специальной литературе [1].

Расчет поршня

Наиболее напряженным элементом поршневой группы является  поршень, воспринимающий высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основными функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача газовых сил давления с наименьшими потерями кривошипно-шатунному механизму. Схема поршня показана на рис.1.8.

 На основании полученных результатов расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического), а также в соответствии с существующими аналогичными двигателями принимаем следующие данные:

Диаметр цилиндра                                   Dц = 82 мм;

Ход поршня                                                  Sп = 85 мм;

Максимальное давление сгорания             Pzд = 8,3  МПа;

Площадь поршня                                          Fп = 52,8∙10-4  м2 ;

Наибольшая нормальная сила при  =380  Nmax= pN maxFп = 0,00248  МН;

Масса поршня                                               mп = 0,422 кг;

Толщина днища поршня                              δ = 7,2 мм;

Высота поршня                                         Н = 54 мм;

Высота юбки поршня                               hю = 34 мм;

Радиальная толщина кольца                    t = 3,3 мм;

Радиальный зазор                                         Δt = 0,7 мм;

Толщина стенки головки поршня            s = 21 мм;

Верхней кольцевая перемычка                 hп = 3,4 мм;

Число масляных каналов в поршне          nм = 8;

Диаметр масляных каналов в поршне         dм = 2,5 мм;

Материал поршня – алюминиевый сплав; материал гильзы  – чугунный сплав; αп=22·10-6 К-1 – коэффициент линейного расширения материала поршня; αц=11·10-6 К-1 – коэффициент линейного расширения материала гильзы.

Рис.1.8. Расчетная схема поршня

       Напряжение изгиба в днище поршня:

<

- допустимое напряжение изгиба в днище поршня для поршней с ребрами жесткости из алюминиевых сплавов.

       Диаметр поршня по дну канавок:

мм.

       Внутренний диаметр поршня:

мм.

       Площадь продольного диаметрального сечения масляного канала:

.

      Находим  площадь сечения х – х:

.

      Максимальная угловая скорость:

рад/с.

      Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х – х:

кг.

      Максимальная разрывающая сила:

кН.

      Напряжение разрыва в сечении х - х:

МПа.

       Допустимые напряжения на разрыв для поршней из алюминиевых сплавов = 4…10 МПа [1].  

      Напряжение среза в верхней кольцевой перемычке:

МПа.

      Напряжение изгиба в верхней кольцевой перемычке:

МПа.

      Сложное напряжение в верхней кольцевой перемычке:

МПа.

=30…40 МПа [1].

Удельные давления поршня на стенку цилиндра:

- юбка поршня:

МПа;

- весь поршень:

МПа.

        Допустимые значения  МПа, МПа [1].

       Ускорение приработки юбки поршня, а также уменьшение трения и снижения износа пары – юбка поршня – стенка цилиндра – достигается покрытием юбку поршня тонким (0,003 – 0,005) слоем олова, свинца или оловянно - свинцового сплава.

        Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расширении в верхнем сечении головки поршня Δг и нижнем сечении юбки Δю.

      Необходимый зазор между стенкой цилиндра и головкой поршня в холодном состоянии:

мм.

      Необходимый зазор между стенкой цилиндра и юбкой поршня в холодном состоянии:

мм.

      Диаметр головки:

мм.

       Диаметр юбки:

мм.

       Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

Δг = D[1 + αцц - То)] - Dг[1 + αпг - То)]=82∙[1+0,000011∙(385-293)-

-81,51∙[1+0,000022∙(560-293)]=0,189  мм;

Δю = D[1 + αцц - То)] - Dю[1 + αпю - То)=82∙[1+0,000011∙(385-293)-

-81,84∙[1+0.000022∙(407-293)]=0,098 мм.

где  = 385 К – температура стенок цилиндра в рабочем состоянии;

= 560 К – температура головки поршня в рабочем состоянии; =420 К – температура юбки поршня в рабочем состоянии; То = 293 К – начальная температура цилиндра и поршня.

При жидкостном охлаждении: =383…388 К, =473…723 К, =403…473,

При нормальной работе поршня: Δг=(0,002 – 0,0025) и Δю=(0,0005 – 0,0015).

Расчет поршневого кольца

 Поршневые кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок, выполняя три основные функции:

- герметизации надпоршневого пространства в целях максимально возможного использования тепловой энергии топлива;

- отвода избыточной доли тепла от поршня в стенки цилиндра;

- «управление маслом», то есть рационального распределения масляного слоя по зеркалу цилиндра и ограничения попадания масла в цилиндр.

Расчет поршневых колец заключается: а) в определении среднего давления кольца на стенку цилиндра, которое должно обеспечивать достаточную герметичность камеры сгорания и не должно резко увеличивать потери мощности двигателя на трение колец о стенки цилиндра; б) в построении эпюры давления кольца по окружности; в) в определении напряжений изгиба, возникающих в сечении, противоположном замку, при надевании кольца на поршень и в рабочем состоянии; г) в установлении монтажных зазоров в прямом замке кольца.  Эпюра давления компрессионного кольца на зеркало цилиндра  представлена на рис. 1.9.

           Поршневых колец 3: два компрессионных и одно нижнее маслосъемное. Верхнее компрессионное кольцо изготовлено из высокопрочного чугуна с пределом прочности 110 МПа, имеет покрытие хромом толщиной 0,15 мм. Сечение трапециевидное. Второе компрессионное кольцо изготовлено из серого легированного чугуна. Маслосъемное кольцо наборное: кольцо изготовлено из углеродистой стали и два функциональных расширителя – осевого и радиального, изготовленных из нержавеющей хромоникелевой стали, имеющей пружинные свойства.

Выбираем для расчета:

Температура стенок кольца - Тк = 493 К;

Материал кольца – серый чугун;

Модуль упругости  Е = 1·105 МПа.

        Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

МПа,

где  Ао = 3∙t = 3∙3,3 = 9,9  – разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состояниях [1].

        Допустимое среднее радиальное давление Рср = 0,11…0,37  МПа [1].

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности (таблица 1.8): , где μк - переменный коэффициент, определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на стенки зеркала.

        ψ – угол, определяющий положение текущего давления кольца, град.

Таблица 1.8.

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности

град.

0

30

60

90

120

150

180

к

1,05

1,04

1,02

1,0

1,02

1,27

1,50

Р = Рсрк

МПа

0,141

0,140

0,138

0,135

0,138

0,171

0,203

       По данным таблицы 1.8 построена эпюра давлений кольца на стенку цилиндра (рис. 1.9).

Рис. 1.9.  Грушевидная эпюра давления кольца на зеркало цилиндра

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

МПа.

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

МПа,

где m - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца (при расчете принимается m = 1,57).

         Допустимые напряжения при изгибе кольца [σю] = 220…450  МПа  [1].

         Монтажный зазор в замке поршневого кольца:

мм,

где ΔК = 0,08 – минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя, ΔК = 0,06 ÷ 0,10; ТК = 493 К – температура кольца;
Т
Ц = 383 К – температура стенок цилиндра в рабочем состоянии; ТО = 293 К – начальная температура; при жидкостном охлаждении: ТК = 473…573 К;
Т
Ц = 383…388 К; αк=11·10-6  К-1 –  коэффициент линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра.

Расчет поршневого пальца

В расчет поршневого пальца входит: определение удельных давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки, а также напряжений от изгиба, среза и овализации. Максимальные напряжения в пальцах бензиновых двигателей возникает при работе на режиме максимального крутящего момента. На рис. 1.10 показана расчетная схема поршневого пальца.

Рис. 1.10. Расчетная схема поршневого пальца: а – распределение нагрузки;

б – эпюры напряжений 

Основные данные для расчета:

Наружный диаметр пальца                               dп = 22 мм;

Внутренний диаметр пальца                             dв = 12 мм;

Длина пальца                                                      lп = 60 мм;

Длина втулки шатуна                                        lш = 28 мм;

Расстояние между торцами бобышек                b = 31 мм;

Палец плавающего типа, материал  – сталь 15Х.

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

- газовая:

кН;

-инерционная:

кН,

где  рад/с;

- расчетная:

кН,

где  k = 0,82 - коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца, пределы  k = 0,76…0,86.

       Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

МПа.

Для современных автомобильных двигателей  qш = 20…70 МПа [1].

       Удельное давление пальца на бобышки:

МПа.

Для современных автомобильных двигателей  qб = 15…50  МПа  [1].

       Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

МПа,

где  , отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.

Для современных автомобильных двигателей  σиз = 150…300  МПа [1].

Касательные напряжения от среза пальца в сечениях, расположенных между бобышками и головкой шатуна:

МПа.

Для современных автомобильных двигателей  τ = 60…250  МПа.

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

мм.

Значение Δdпmax не должно быть больше Δdпmax = 0,02…0,05 мм   [1].

Напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

- в горизонтальной плоскости (точки 1, ψ=00):

МПа;

- в вертикальной плоскости (точки 3, ψ=900):

МПа.

       Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

- в горизонтальной плоскости (точки 2, ψ=00):

 МПа;

- в вертикальной плоскости (точки 4, ψ=900):

МПа.

         Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости, это напряжение, не должно превышать σ = 300…350 МПа [1].

Расчет шатунной группы

   В состав шатунной группы входят: поршневая и кривошипная головки, стержень шатуна и шатунные болты. На рис. 1.11  приведена расчетная схема шатуна.

Рис. 1.11.  Расчетная схема шатунной группы

Расчет поршневой головки шатуна

      Поршневая головка шатуна (рис. 1.11) рассчитывается на:

а) усталостную прочность в сечении I – I от действия инерционных сил (без учета запрессованной втулки), достигающих максимальных значений при работе бензинового двигателя на режиме резонансной  частоты вращения вала, равной 1,38nM;

б) напряжения, возникающие в головке от воздействия на нее запрессованной втулки;

в) усталостную прочность в сечении А – А (место перехода головки шатуна в стержень – заделка головки) от действия суммарных (газовых и инерционных) сил и запрессованной втулки. Расчет в этом случае производится для того режима работы двигателя, при котором амплитуда изменения суммарных сил максимальна [1].

       Исходные данные на основании теплового и динамического расчетов:

Наружный диаметр головки                                     dг = 36 мм;

Внутренний диаметр головки                                  d = 25 мм;

Диаметр  поршневого пальца                                   dП = 22 мм;

Длина шатуна                                                             lш = 28 мм;

Радиальная толщина стенки втулки                        SB = 1,5 мм;

Радиальная толщина стенки головки                      hг = 5 мм;  

Расчетный режим                                                       nN = 5600 мин-1;

Материал шатуна углеродистая сталь                     45Г2;

Модуль упругости                                                     Е = 2,2·105 МПа;

Коэффициент линейного расширения стали          αг = 1·10-5 К-1;

Предел прочности                                                     σв = 800 МПа;

Предел усталости при изгибе                                   σ-1 = 350 МПа;

Предел усталости при растяжении – сжатии          σ-1р=210 МПа;

Предел текучести                                                       σт = 420 МПа;

Коэффициенты приведения цикла при изгибе и растяжении-сжатии соответственно                                                            ασ=0,17 и ασ=0,12;

Материал втулки бронза; ЕВ =  1,15 ∙ 105 МПа, В = 1,8 ∙ 10-5 К-1.

Расчет сечения I – I

       Максимальное напряжение пульсирующего цикла:

max  =  =

МПа,

где  mВ.Г  = 0,08∙mш = 0,08 ∙ 0,528 = 0,042 кг – масса части головки выше сечения  I – I.

       Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m0  = а0  = max / 2 = 31,6/2 = 15,8  МПа;

ак0  =  МПа,

где   - эффективный коэффициент  концентрации напряжений; Ем = 0,83 – масштабный коэффициент; Еп = 0,85 – коэффициент поверхностной чувствительности.

       Запас прочности:

n  =  .

Запас прочности для автомобильных двигателей  nσ = 2,5...5.

Напряжения от запрессованного пальца:

       Суммарный натяг:

мм,

где     = 0,03 мм – натяг посадки пальца;  Т = 110 К – средняя температура подогрева головки и втулки при работе двигателя [1];   температурный натяг.

мм.

       Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой:

МПа,

где   = 0,3 – коэффициент Пуассона.

       Напряжение от суммарного натяга на внутренней  поверхности головки:

МПа.

      Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки:

МПа.

Допустимые значении ′ = 100…150 МПа [1].

Расчет сечения А - А на изгиб

       Максимальная сила, растягивающая головку:

кН.

       Нормальная сила и изгибающий момент в вертикальном сечении:

кН;

Н∙м,

где   мм – средний радиус поршневой головки;

ш.з  = 105  угол заделки.

       Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от растягивающей силы:

кН;

Н∙м.

       Напряжение на внешнем волокне от растягивающей силы:

МПа.

       Суммарная сила, сжимающая головку:

кН.

       Нормальная сила и изгибающий момент в расчетном сечении от сжимающей силы:

Н;

 Н·м,

где   Nсж о / Рсж = 0,0005   при ш.з = 105,

= 0,002  при ш.з = 105o,

Мсж о / (Рсж ∙ rср) = 0,0001  при ш.з = 105o,

f(φшз) = 1 – cos шз = 1,2588  при ш.з = 110o [1].

       Напряжение на внешнем волокне от сжимающей силы:

МПа.

       Максимальное и минимальное напряжение асимметричного цикла:

мах  = а  + а j  = 146,6 + 41,2 = 187,8 МПа;

мin  = а  + а сж  = 146,6 + (45,4 ) = 101,2 МПа.

       Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

m  = (мах + min ) / 2 = (187,8 + 101,2) / 2 = 144,5  МПа;

а  = (махmin ) / 2 = (187,8 – 101,2) / 2 = 43,3  МПа;

ак  = (а ∙ К) / (EМ ∙Eп) = (43,3 ∙ 1,3) / (0,83 ∙ 0,85) = 79,8  МПа.

       Запас прочности:

n  = т / ( ак + m) = 800 / (79,8 + 144,5) = 3,5.

       Допустимые значения n  = 2,5...5,0  [1].

Расчет кривошипной головки шатуна

        Точный расчет кривошипной головки весьма затруднен из за невозможности полного учета влияния конструктивных факторов. Приближенный расчет кривошипной головки шатуна сводится к определению напряжения изгиба  в среднем сечении II – II крышки головки от инерционных сил Pjp (МН), имеющих максимальное значение в начале впуска ( = 0) при работе дизеля, оснащенного регулятором частоты вращения коленчатого вала на режиме максимальной частоты вращения холостого хода. Значения изгиба крышки изменяются в пределах σиз=100…300 МПа [1]. Из динамического расчета:
mп = 0,422 кг - масса поршневой группы; mш = 0,528 кг - масса шатуна; mшп=0,145 кг - масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца; mшк = 0,383 кг - масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа;

= 586 рад/с - максимальная угловая скорость; λ=0,28 –безразмерный кинематический коэффициент.

На основании полученных результатов  динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна принимаем следующие данные:

Диаметр шатунной шейки                                                       dшш = 50 мм;

Толщина стенки вкладыша                                                      tВ = 2 мм;

Расстояние между шатунными болтами                                С = 65 мм;

Длина кривошипной головки                                                  lК = 28 мм;

Расчетный режим                                                                     nхх = 5600 мин-1.

        Максимальная сила инерции:

Рjp =  2max ∙ R ∙ [(mп + mшп) ∙ (1 + ) + (mшк  mкр)] ∙ 10 -6 =

= 5862 ∙ 42,5 ∙ [(0,422 + 0,145) ∙ (1 + 0,28) + (0,383 0,132)] ∙ 10 -6 =

= 0,0143 МН,

где  mкр= 0,25∙mш = 0,25∙0,528 = 0,132 кг масса крышки кривошипной головки.

       

         Момент сопротивления расчетного сечения:

м3,

где   r1 = 0,5 ∙ (dшш + 2 ∙ tв) = 0,5 ∙ (50 + 2 ∙ 2) = 27 мм внутренний радиус кривошипной головки шатуна.

        Момент инерции вкладыша и крышки:

м4,

м4.

        Напряжение изгиба крышки и вкладыша:

 МПа,

где    FГ = lК ∙ 0,5 ∙ (С – dшш) = 28 ∙ 0,5 ∙ (65 – 50) ∙ 10–6 = 0,00021 м² – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении.

         Допустимое значение из = 100…300 МПа [1].

Расчет стержня шатуна

Стержень шатуна рассчитывают на усталостную прочность в среднем сечении В – В от действия знакопеременных суммарных сил (газовых и инерционных), возникающих при работе двигателя на режимах n = nN или     n = nM. Обычно расчет ведется для режима максимальной мощности. Запас прочности сечения определяется в плоскости качания шатуна и в перпендикулярной плоскости. Условием равнопрочности стержня  шатуна в обеих плоскостях является nx=ny.

        Принимаем размеры сечения стержня шатуна:   

hш = 28 мм; bш = 14 мм; аш = 4 мм; tш = 4 мм; Lш= 150 мм.

Расчетный режим – nN = 5600 мин-1.

         Площадь и моменты инерции расчетного сечения В – В:

Fср = hш  bш – (bш – аш) ∙ (hш  - 2 tш ) =

= 28 14 – (14 – 4) (28 – 2 4) = 192 мм2 = 192 10–6   м2.

м4;

Jу =  м4.

        Максимальные напряжения от сжимающей силы:

- в плоскости качания шатуна:

мах.х  =   МПа,

где   –   коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качания шатуна; Рсж = (Рг + Рj) ∙FП = (9,60+(-1,96))·52,8 = 0,040  МН – из динамического расчета при = 370о;

- плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

 МПа,  где:

–   коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба  шатуна в плоскости перпендикулярной плоскости качания шатуна;

L1 = Lш  – (d + d1) / 2 = 150 – (25 + 54) / 2 = 110,5 мм – длина стержня шатуна между поршневой и кривошипной головками; d1 = 2 ∙ r1 = 2 ∙ 27 = 54 мм – внутренний диаметр кривошипной головки шатуна.

        Минимальное напряжение от растягивающей силы:

 МПа,

где    Pр = (Рг + Рj) ∙FП  =(-0,02+(-2,01))·52,8 = – 0,011 МН - из динамического расчета при = 0о.

        Среднее напряжение и амплитуда цикла:

mx = (mаx.х + min) / 2 = [225,8 + (– 57,2)] / 2 = 84,3 МПа;

my = (mаx.y + min) / 2 = [219,4 + (– 57,2)] / 2 = 162,2 МПа;

ax = (mаx.х - min) / 2 = [225,8 – (– 57,2)] / 2 = 141,5 МПа;

ay = (mаx.y + min) / 2 = [219,4 – (– 57,2)] / 2 = 138,3 МПа;

aкx = (ахК) / (ЕмЕп) = (141,5 ∙ 1,27) / (0,90 ∙ 1,8)= 110,9 МПа;

aкy = (аyК) / (ЕмЕп) = (138,3 ∙ 1,27) / (0,90 ∙ 1,8)= 108,4 МПа,

где     Kσ = 1,2 + 1,8·10-4·( σв- 400) = 1,2 + 1,8·10-4·(800 - 400) = 1,27;

Ем = 0,90 – определяется по [1] (максимальный размер сечения стержня шатуна 40 мм), ЕП = 1,8 – определяется по [1] (с учетом поверхностного упрочнения стержня шатуна обдувкой дробью).

         Запасы прочности по пределу усталости:

n х  = -1Р / (ак.х + m.х) = 210 / (133,1 + 0,17 ∙ 84,3) = 1,7;

n y  = -1Р / (ак.y +  m.y) = 210 / (108,4 + 0,17 ∙ 162,2) = 1,6.

         Для шатунов современных автомобильных двигателей значения не должны быть  n  < 1,5  [1].

Расчет шатунного болта

Из расчета кривошипной головки шатуна имеем:

Номинальный диаметр болта                                              d = 9 мм;

Шаг резьбы                                                                            t = 1 мм;

Количество болтов                                                                iб = 2;

Материал                                                                               Сталь 40 ХН;

Предел прочности                                                                 σв = 1300 МПа;

Предел текучести                                                                  σт = 1200 МПа;   

Предел усталости при растяжении                                      σ-1р = 380 МПа;

Коэффициент приведения цикла при растяжении - сжатии   = 0,2.

        Сила предварительной затяжки:

Pпр = (2 ∙ P) / iб = (2∙ 0,0143) / 2 = 0,0143 кН.

        Суммарная сила, растягивающая болт:

кН,

где    = 0,2 – коэффициент основной нагрузки резьбового соединения; пределы χ = 0,15…0,25.

        Максимальное и минимальное напряжения, возникающие в болте:

МПа,

МПа,

где  dв = d – 1,4 ∙ t = 9 – 1,4 ∙ 1 = 7,6 мм = 0,0076 м – внутренний диаметр резьбы болта.

         Среднее напряжение и амплитуды цикла:

m   = (mаx + min) / 2 = (346 + 315) / 2 = 330 МПа,

а = (mаx min) / 2 = (346 – 315) / 2 = 15 МПа,

= а ∙ К / (Ем ∙ Еп)  = (15 ∙ 2,6) / (1 ∙ 0,82) = 48 МПа,

где  К = 1 + q ∙ (к – 1) = 1 + 0,8 ∙ (3 – 1) = 2,6; к = 3 - теоретический коэффициент концентрации напряжений;  q = 0,8 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; Ем = 1 - масштабный коэффициент; Еп = 0,82 – коэффициент поверхностной чувствительности [1].

          Запас прочности по пределу усталости:

n   = -1Р / (ак +  m) = 380/(48 + 0,2 ∙ 330) = 3,3.

         Для шатунных болтов  запас прочности должен быть  n   2 [1].

                                                                            

Расчет коленчатого вала

Коленчатый вал – наиболее сложная в конструктивном отношении и наиболее напряженная деталь двигателя, воспринимающая периодические нагрузки от сил давления газов, сил инерции и их моментов. От действия этих сил и моментом приводит к возникновению в материале коленчатого вала значительных напряжений скручивания, изгиба и растяжения – сжатия. Кроме того, периодически изменяющиеся моменты вызывают крутильные колебания вала, которые создают дополнительные напряжения кручения. Таким образом, из – за исключительно сложных и тяжелых условий работы коленчатого вала предъявляются высокие и разнообразные требования к механическим свойствам материалов, применяемых для их изготовления.

Сложная форма коленчатого вала, потому, что многообразие действующих на него сил и моментов, характер изменения которых зависит от жесткости вала и его опор, а также ряд других причин не позволяют провести точный расчет коленчатого вала на прочность. В связи с этим используют различные приближенные методы расчета, позволяющие получить условные напряжения и запасы прочности в отдельных элементах коленчатого вала. Общепринятой расчетной схемой коленчатого вала является схема разрезной двухопорной балки с одним пролетом между опорами (см. рис. 1.12). При расчете коленчатого вала принимается, что: а) кривошип (один или два) свободно лежит на опорах; б) опоры и точки приложения сил проходят через средние плоскости шеек; в) весь пролет между опорами представляет собой абсолютно жесткую балку.

Рис. 1.12. Расчетная схема коленчатого вала

Принимаем материал вала                                                     Чугун ВЧ 40-10;

Предел прочности                                                                   =  400 МПа;

Предел текучести                                                                    = 300 МПа;

Предел усталости при изгибе                                                 =150 МПа;

Предел при растяжении сжатии                                             =120 МПа;

Предел усталости при кручении                                            = 115 МПа;

Предел текучести ( условный)                                                = 160 МПа;

Коэффициент приведения цикла при изгибе                         =0,4;

Коэффициент приведения цикла при кручении                    =0,6;

при изгибе    и   ;

при кручении     и   .

Расчет коренной шейки

Схема определения набегающих моментов на коренные шейки коленчатого вала показана на рисунке 1.13.

Рис. 1.13. Схема определения набегающих моментов на коренные

шейки коленчатого вала

С учетом рекомендаций  [1] и анализа существующих двигателей принимаем:

Диаметр коренной шейки                                                            dкш = 55 мм;

Длина коренной шейки                                                                lкш = 20 мм;

Расчетный режим                                                                          nN=5600 мин-1.

         Момент сопротивления коренной шейки кручению:

 м3.

 Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла для наиболее нагруженной (4ой) коренной шейки, на которую воздействует крутящий момент, имеющий наибольший размах:

МК. Ш.max = - 499·10-6 Нм; МК. Ш.min = 572·10-6 Нм;

МПа;

МПа.

         Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

МПа;

МПа;

МПа,

где   - коэффициент концентрации напряжений;  = 1,1 - теоретический коэффициент концентрации напряжений;  q = 0,71 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; кσ = 3,0 – теоретический коэффициент концентрации напряжений; = 0,72 - масштабный коэффициент;= 1,2 - коэффициент поверхностной чувствительности  [1].

Так как > , то запас прочности коренной шейки  определяют по пределу усталости:

.

        Для бензиновых двигателей допустимые значения  nτ = 3…5 [1].

Расчет шатунной шейки

Шатунные шейки рассчитывают на кручение и изгиб. Скручивание шатунной шейки происходит под действием набегающего момента Мш.шi, а изгиб – под действием изгибающих моментов в плоскости кривошипа Mz и в перпендикулярной плоскости Mт. Так как максимальное значение скручивающего и изгибающих моментов не совпадают по времени, запасы прочности шейки от кручения и изгиба определяют независимо друг от друга, а затем их суммируют, определяя общий запас прочности.

Принимаем:

Диаметр шатунной шейки                                                      dшш = 50 мм;

Длина шатунной шейки                                                           lшш = 28 мм;

Толщина щеки                                                                          h = 17 мм.

       Момент сопротивления кручению шатунной шейки:

м3.

        Максимальное и минимальное касательные напряжения знакопеременного цикла для наиболее нагруженной 4ой  шатунной  шейки:

МШ. Ш.max = 632 ·10-6 Нм; МШ. Ш.min = - 329 · 10-6 Нм;

МПа,

МПа.

         Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

МПа,

МПа,

МПа,

где = 1,1 - коэффициент концентрации напряжений,= 0,72 - масштабный коэффициент; = 1,2 - коэффициент поверхностной чувствительности [1].

  Так как  > =0,42, то запас прочности шатунной шейки  от касательных напряжений определяют по пределу усталости:

.

         Для бензиновых двигателей допустимые значения nτ = 3…5 [1].

Расчет моментов, изгибающих шатунную шейку

 Моменты, изгибающие шатунную шейку, определим из следующих соображений. Так как коленчатый вал двигателя имеет симметричную форму, а силы, действующие в КШМ (касательная сила, сила по кривошипу и центробежная вращающихся масс) в сумме равны реакции в шатунной шейке Rшш, то максимальный и минимальный моменты, изгибающие шатунную шейку, можно определить по упрощенным формулам:

Мм max = 0,5∙Rшш max ∙0,5∙lшш = 0,5 · 34,8 · 0,5 · 28 =  244·10-6  Нм;

Мм min = 0,5∙Rшш min ∙0,5∙lшш, = 0,5 · 5,1 · 0,5 · 28 = 36·10-6   Нм,

где Rшшmax = 34,8 кН и Rшшmin = 5,1 кН -  соответственно максимальная и минимальная реакция в шатунной шейке коленчатого вала.

  Максимальное и минимальное нормальные напряжения асимметричного цикла шатунной шейки:

МПа,

МПа,

где   м3.

          

          Среднее напряжение и амплитуда напряжений:

 МПа;

МПа;

МПа;

где  = 1,1 - коэффициент концентрации напряжений; = 0,72 - масштабный коэффициент; = 1,2 - коэффициент поверхностной чувствительности  [1].

          Запас прочности шатунной шейки от нормальных напряжений определяется по пределу усталости:

.

           Общий запас прочности шатунной шейки:

.

         Для автомобильных двигателей допустимые значения nшш = 3…5  [1].

Расчет цилиндра

Цилиндры являются наиболее нагруженными деталями двигателя. Они испытывают напряжения от действия сил газов, бокового давления поршня и тепловых нагрузок.

При расчете цилиндров на прочность определяют напряжения только от основных нагрузок: максимального давления газов, бокового давления поршня и перепада температур в стенке.

Наиболее опасной нагрузкой является максимальное давление сгорания Рzmax, вызывающее растягивающее напряжение по образующей цилиндра и по его кольцевому сечению (рис. 1.14).

Рис. 1.14. Расчетная схема цилиндра

По данным проведенного теплового расчета принимаем:

Диаметр цилиндра                                                            D = 82 мм,

Максимальное давление сгорания                                   Рz= 8,3 МПа.

Толщина стенки цилиндра                                                    δГ = 9 мм ;

Материал гильзы цилиндра                                                   чугун;

Коэффициент  линейного расширения чугуна                    ц = 11∙10-6 К–1;

Модуль упругости                                                                  Е = 1,0∙105 МПа;

Коэффициент Пуассона                                                           = 0,25.

          Расчетная  толщина стенки цилиндра:

мм,

где   Z = 60 МПа – допустимое напряжение на растяжение для чугуна.

Толщина стенки цилиндра выбрана с некоторым запасом прочности: Г.Р  Г.

         Напряжение растяжения в цилиндре от действия максимального давления газов:

Р = РZ max ∙ D / 2 ∙ Г = 8,3 ∙ 82 / (2 ∙ 9) = 37,8  МПа.

          

         Температурные напряжения в цилиндре:

МПа,

где   2  температурный перепад между внутренней и наружной поверхностями цилиндра.

Суммарные напряжения в цилиндре от давления газов и перепада температур:

- на наружной поверхности:

= Р  + t  =  37,8 + 88 = 125,8  МПа;

- на внутренней поверхности:

= Рt  = 37,8 – 88 = – 50,2  МПа.

          Суммарное напряжение не должно превышать = 100…130 МПа [1].

Расчет болта головки блока

Количество болтов на один цилиндр                                     iб = 4;

Номинальный диаметр болта                                                 d = 8 мм ;

Шаг резьбы                                                                               t = 0,5 мм;

Материал болта                                                                        Сталь 30 Х;

Пределы прочности                                                                 в = 850 МПа,

Предел текучести                                                                     Т = 700 МПа,

Предел усталости при растяжении-сжатии                           -1р= 260 МПа;

Коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии    = 0,14.

;  .

Проекция поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра, при верхнем расположении клапанов:

Fк = 1,2 ∙ FП = 1,2 ∙ 0,00528 = 0,0063 м 2.

       Сила давления газов, приходящаяся на один болт:

Рz max = Рz max ∙ Fк / iб = 8,3 ∙ 0,0063 / 4 = 0,0131 МН.

       Сила предварительной затяжки:

Рпр = m ∙ (1 – ) ∙ Рz max = 2 ∙ (1 – 0,15) ∙ 0,0131 = 0,0222 МН,

где   m = 2 – коэффициент затяжки шпильки болта для соединения с прокладкой; = 0,15 – коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

        Суммарная сила, растягивающая болт:

Рр мах = Рпр + ∙ РZ max = 0,0222 + 0,15 ∙ 0,0131 = 0,0241 МН.

        Минимальная сила, растягивающая болт:

Рр мin = Рпр = 0,0222 МН.

        Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте:

  МПа;

МПа,

где  dВ = d – 1,4∙t = 8 – 1,4∙0,5 = 7,3 мм – внутренний диаметр резьбы болта.

         Среднее напряжение и амплитуда цикла:

m = (мах + мin) / 2  = (576 + 530) / 2 = 553 МПа;

a = (мах мin) / 2  = (576 – 530) / 2 = 23 МПа.

МПа,

где  k = 1 + q ∙ (k  – 1) = 1 + 0,74 ∙ (3 – 1) = 2,5 – коэффициент концентрации напряжений; q = 0,74 – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; k  = 3,0 – теоретический коэффициент концентрации напряжений;  = 0,85 – масштабный коэффициент;

= 0,80 – коэффициент поверхностной чувствительности;

       Так как σакm = 67,2/553 = 0,121 < ,то запас прочности болта определяется по пределу текучести:

nт   = т / (ак +  m ) = 950 / (67,2 + 553) = 1,56.

       Допускаемые пределы прочности nт = 1,5…2,5  [1].   

Расчет механизма газораспределения

       Расчетная схема проходного сечения в клапане показана на рисунке 1.15.

Рис. 1.15. Расчетная схема проходного сечения в клапане

На основании проведенного теплового расчета имеем:

Диаметр цилиндра                                                             D = 82 мм;

Площадь поршня                                                                Fп = 52,8 см2;

Частоту вращения при номинальной мощности             nN = 5600 об/мин;

Среднюю скорость поршня                                              Vп.ср = 15,9 м/с;

Скорость смеси в проходном сечении седла при максимальном подъеме впускного клапана                                                              ω = 110 м/с;

Угол предварения открытия впускного клапана             пр = 25°;

угол запаздывания закрытия впускного клапана            пр = 30°;

Число одноименных клапанов                                           i = 1.

       Механизм газораспределения верхнеклапанный с верхним расположением распределительного вала.

Площадь проходного сечения клапана в седле:

с м2.

       Площадь проходного сечения клапана в горловине:

см2.

       Диаметр горловины клапана:

см.

        Максимальная высота подъема клапана:

мм.

Профилирование кулачка

  Для кулачка выбираем безударный профиль типа «Полидайн» (рис. 1.16).

Рис. 1.16. Профиль безударного кулачка

 

        Профилирование определяет безударный профиль кулачка.

Задаем закон движения клапана.

,

где   - текущий угол поворота кулачка;  - угол действия профиля;  - числа, задаваемые в арифметической прогрессии с шагом 8…10; .

.

          Определение максимальной скорости и ускорения клапана.

         Частота вращения распределительного вала:

рад/с.

          Максимальное отрицательное ускорение рассчитывается при  ре  и  
β = 0 (δ принимаем = 2 [1]).

< м/с2;

м/с2.

Расчет пружин клапанов

         Пружина клапана должна обеспечивать при всех скоростных режимах двигателя: а) плотную посадку клапана в седле и удержание его в закрытом положении в течение всего периода движения толкателя по начальной окружности r0; б) постоянную кинематическую связь между клапаном, толкателем и кулачком во время движения толкателя с отрицательным ускорением. Материал пружин - пружинная сталь 65Г. Одна пружина на клапан.

        Максимальная сила упругости пружины:

- коэффициент запаса;  - масса подвижных частей механизма газораспределения;  

        Жесткость пружины:

Размеры пружины:

- средний диаметр пружины:

- диаметр проволоки:

 

         Число рабочих витков пружины:

где  - модуль упругости II рода.

 Проверка пружины на резонанс:

   Собственные частоты пружины лежат выше диапазона работы двигателя, резонанс отсутствует.

Расчет распределительного вала

    Основным расчетом распределительного вала является расчет на жесткость, который заключается в определении стрелы прогиба (мм) под действием суммарной силы  Pтmax. Распределительный вал стальной, литой, пятиопорный. Расчетная схема распределительного вала.

 

Рис. 1.17. Расчетная схема распределительного вала

       Принимаем:

Длина пролета вала                                                                 l = 92 мм;

Наружный диаметр вала                                                        dp = 28 мм;

Внутренний диаметр вала                                                   δр = 0 мм;

Максимальная частота вращения

распределительного вала                                                       ωр = 293 рад/с;

Материал                                                                                 Сталь 45;

Диаметр горловины впускного клапана                               dгор = 28 мм;

Модуль упругости для стали Е = 2,2∙105 МПа.    

        Максимальная сила от впускного клапана, действующая на впускной клапан, действующая на кулачок.

,

где   - диаметр тарелки впускного клапана.

         Диаметр тарелки выпускного клапана для обеспечения технологичности и с учетом количества клапанов (1-впускной 1-выпускной) принимаем .

Н.

        Стрела прогиба распределительного вала.

,

где  а = 28, b = 64.

     Величина прогиба y не должна превышать допустимые y = 0,02…0,05 мм.

     Напряжение смятия:

МПа,

где   bк - 40 ширина кулачка.

      Допускаемые значения σ = 400…1200 МПа

1.4. Расчет систем двигателя

Расчет элементов смазочной системы

        Система смазки комбинированного типа. Она включает в себя масляный фильтр сменного типа, масляный насос и масляные каналы (рис. 1.18). Рекомендовано применять синтетическое масло Mobil Synt S5W – 40.

                                               

Рис. 1.18. Схема системы смазки двигателя: 1 – сигнализатор; 2 – фильтр;
3 – предохранительный клапан фильтра; 4 – масляный насос;
5 – маслозаборник; 6 – масляный радиатор; 7 – слив масла в картер

Расчет масляного насоса

         Масляный насос шестеренчатого типа с внешним зацеплением. Привод осуществляется от коленчатого вала напрямую. Расчет заключается в определении размеров шестерен  и определении мощности затрачиваемой на привод насоса.  

        

       Циркуляционный расход масла:

- количество теплоты, отводимое маслом от двигателя;  - общее количество теплоты, выделяемое топливом за 1с;  - плотность масла [1];  - теплоемкость масла [1];  - температура нагрева масла в двигателе.

.

          Циркуляционный расход с учетом стабилизации давления масла в системе:

м³/с.

          Расчетная производительность насоса:

м³/с,

где  ηн = 0,8 - объемный коэффициент подачи.

         Принимаем модуль зацепления зуба ; высота зуба ; число зубьев .

          Диаметр начальной окружности шестерни:

м.

          Диаметр внешней окружности шестерни:

м.

          Частота вращения шестерни (насоса):

об/мин,

где   uн = 6 м/с – окружная скорость на внешнем диаметре шестерни.

          Длина зуба шестерни:

м.

          Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

кВт.

          Рабочее давление масла в системе  р = 40 · 104 Па [1]. Механический К.П.Д. масляного насоса ηм.н = 0,89 [1].

Расчет шатунного подшипника

По данным прочностного расчета:

Диаметр шатунной шейки                                                      dшш = 50 мм;

Рабочая ширина шатунного вкладыша                                  lшш = 23 мм;

Среднее удельное давление на поверхности шейки            kшш ср= 10,5 МПа.

           Диаметральный зазор:

мм.

           Относительный зазор:

.

           Коэффициент, учитывающий геометрию шатунной шейки:

.

           Минимальная толщина масляного слоя:

;

где   Н·с/м2 - динамическая вязкость, при Т = 373 К (подшипник залит свинцовистой бронзой).

           Величина критического слоя масла:

мм,

где  hв = 0,0007 – величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования, мм;  hп = 0,0013 - величина неровностей поверхности шейки после алмазного растачивания, мм.

           Коэффициент запаса надежности подшипника:

.

Расчет коренного подшипника

По данным прочностного расчета имеем:

Диаметр коренной шейки                                                       dшш = 55 мм;

Рабочая ширина коренного вкладыша                                  lшш = 19 мм;

Среднее удельное давление на поверхности шейки            kшш ср= 3,8 МПа;

Частота вращения коленчатого вала                                     n = 5600 об/мин.

         Диаметральный зазор для подшипника залитого свинцовистой бронзой, принимаем:

мм.

         Относительный зазор:

.

         Коэффициент, учитывающий геометрию коренной шейки:

.

         Минимальная толщина масляного слоя:

,

где   Н·с/м2 - динамическая вязкость, при Т = 363 К.

         Величина критического слоя масла:

мм,

где  hв = 0,0004 – величина неровностей поверхности шейки после чистового шлифования, мм; hп = 0,0007 - величина неровностей поверхности шейки после алмазного растачивания, мм.

          Коэффициент запаса надежности подшипника:

.

1.5. Специальная часть. Разработка системы охлаждения.

Назначение системы охлаждения

            Во время работы двигателя внутреннего сгорания происходит большое выделение тепла. В процессе сгорания происходит интенсивный нагрев цилиндров, поршней, головки блока и других деталей. На нагрев деталей двигателя расходуется около 20 – 35 % энергии, выделяющейся при сгорании топлива. Перегрев вызывает снижение мощности двигателя, большое температурное расширение металлических деталей, масло на многих движущихся деталях двигателя выгорает, что может привести к заклиниванию поршней в цилиндрах, обгоранию клапанов, выплавлению подшипников и последующей аварией двигателя, поэтому излишки тепла нужно принудительно отводить от нагретых деталей – двигатель нужно охлаждать. При охлаждении двигателя необходимо учитывать, что при изменении режимов его работы, частота вращения и нагрузки происходит изменение интенсивности нагрева. Чрезмерное переохлаждение двигателя также нежелательно, потому что это приводит к ухудшению топливной экономичности и повышенному износу движущихся деталей двигателя из-за того, что присадки в масле "работают" только при достижении определенной температуры. Следовательно, двигатель должен иметь систему охлаждения, которая бы поддерживала оптимальный тепловой режим. Схема системы охлаждения показана на рисунке 1.19.             

          Охлаждения двигателя применяют в целях принудительного отвода теплоты от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя  и его нормальной работы. Большая часть отводимой теплоты воспринимается системой охлаждения, меньшая -  системой смазки и непосредственно окружающей средой.

Рис. 1.19. Схема системы охлаждения двигателя: 1 – блок цилиндров;
2 – насос; 3 – вентилятор; 4 –радиатор; 5 – термостат;
6 – расширительный бачок; 7 – радиатор печки; 8 - электродвигатель

           В зависимости от рода используемого теплоносителя в автомобильных и тракторных двигателях применяют систему жидкостного или воздушного охлаждения. В качестве жидкого охлаждающего вещества используют воду и некоторых другие высококипящие жидкости, а в системе воздушного охлаждения - воздух.

           Каждая из указанных систем охлаждения имеет преимущества и недостатки.

           К преимуществам жидкостного охлаждения следует отнести:

а) более эффективный отвод теплоты от нагретых деталей двигателя при любой тепловой нагрузке;

б) быстрый и равномерный прогрев двигателя при  пуске;

в) допустимость применения блочных конструкций цилиндров двигателя;                                       

г) меньшая склонность к детонации в бензиновых двигателях;

д) более стабильное тепловое состояние двигателя при изменение режима его работы;

е) меньшие затраты мощности на охлаждение и возможность использования тепловой энергии, отводимой в систему охлаждения;

ж) дает возможность создать простую и эффективную систему отопления салона (кабины) автомобиля.

          Недостатки системы жидкостного охлаждения:

а) большие затраты на обслуживание и ремонт в эксплуатации;

б) пониженная надежность работы двигателя при отрицательных температурах окружающей среды и большая чувствительность к ее изменению.

         В современных двигателях с жидкостной системой охлаждения применяются антифризы – жидкости с низкой температурой замерзания. Большинство антифризов представляют собой смесь воды с этиленгликолем с различными присадками: антикоррозионными, антипенными и другие. Антифризы меняют свой объем при изменении температуры: при нагревании объем увеличивается, а при охлаждении уменьшается. Для компенсации температурного изменения объема служит расширительный бачок, подключаемый к системе охлаждения.

         Систему жидкостного охлаждения наиболее целесообразно использовать в форсированных двигателях и в двигателях с относительно большим рабочим объемом цилиндра. Систему воздушного охлаждения - в двигателях с рабочим объемом цилиндра до 1 л независимо от степени форсировки и в двигателях с небольшой литровой мощностью.

Устройство и состав жидкостной системы охлаждения

К системе жидкостного охлаждения относятся: полость охлаждения блока и головки цилиндров  (рубашки охлаждения), радиатор, водяной насос, вентилятор, термостат, соединительные шланги (патрубки), расширительный бачок.

Нагретые детали работающего двигателя охлаждаются, отдавая тепло жидкости, которая с помощью насоса поступает в рубашки охлаждения. Эта жидкость нагнетается в радиатор, охлаждается в нем и вновь поступает в рубашку охлаждения цилиндров и далее в головку цилиндров. Таким образом, в системе охлаждения осуществляется беспрерывная циркуляция жидкости. Охлаждению жидкости в радиаторе способствует вентилятор, создающий интенсивный поток  воздуха через его сердцевину. Термостат способствует ускорению прогрева двигателя и регулирует количество охлаждающей жидкости, проходящей через радиатор.

Для контроля нагрева охлаждающей жидкости в рубашке охлаждения головки цилиндров установлен электрический датчик, соединенный с указателем температуры охлаждающей жидкости, который находится на щитке приборов. На шкале указателя имеются две контрольные риски и красная зона. Положение стрелки у правой черной риски соответствует температуре нагрева жидкости до 30С, у второй риски  –  до 60С. Если стрелка  входит в красную зону шкалы, это свидетельствует о повышении температуры  до 108С. Расположение стрелки указателя в красной зоне сигнализирует о перегреве двигателя. Поэтому двигатель необходимо немедленно остановить.

Радиатор

            Радиатор служит для  охлаждения нагретой жидкости за счет отдачи тепла через стенки трубок в окружающую атмосферу. Он состоит из верхнего и нижнего бачков, сердцевины, деталей крепления и патрубков. Материалом для радиатора чаще всего служит латунь. Сердцевина радиатора выполнена из отдельных вертикальных трубок, между которыми находятся поперечные горизонтальные пластины, придающие радиатору жесткость и увеличивающие поверхность охлаждения. Трубки, а вернее концы их впаяны в верхний и нижний бачки. В нижнем и верхнем бачках имеются патрубки для соединения с рубашкой охлаждения двигателя. В радиаторе находятся перегородки для более интенсивного охлаждения жидкости.

Закрытая система жидкостного охлаждения называется так потому, что у такой системы радиатор не имеет непосредственного сообщения с атмосферой, то есть это сообщение осуществляется через клапаны пробки: воздушный и паровой. В закрытой системе охлаждения поддерживается избыточное давление (до 100 кПа). Оптимальным температурным режимом двигателя является такой, при котором температура охлаждающей жидкости находится в пределах 80 – 110 оС. Повышенное давление в системе охлаждения поднимает температуру кипения до 120 оС, вследствие чего происходит меньшее выкипание жидкости.  

Паровой клапан, прижимаемый к седлу горловины пружиной, предохраняет систему от повреждения в случае чрезмерного повышения давления. Если охлаждающая жидкость перегревается и закипает, то за счет избыточного давления преодолевается сопротивление пружины клапана, клапан открывается и пар выходит наружу. При охлаждении двигателя давление внутри системы может упасть ниже атмосферного, что может привести к повреждению тонких трубок радиатора. В этом случае открывается воздушный клапан пробки и в систему поступает воздух из атмосферы.

  Герметичность системы обеспечивается применением специальной пробки заливной горловины радиатора с двумя клапанами. Пароотводная трубка горловины сообщается шлангом с расширительным (конденсационным) бачком. В случае нагрева жидкости она расширяется и давление в верхнем бачке повышается. В связи с тем, что бачок герметизирован, давление в нем возрастает, но кипение жидкости до определенного времени не происходит. Когда избыточное давление в верхнем бачке радиатора достигнет величины в 0,5 кгс/кв.см., открывается выпускной (паровой)  клапан и кипящая жидкость по пароотводному патрубку и шлангу устремляется в расширительный бачок. При выходе кипящей жидкости (пара) через отверстия трубки в расширительный бачок происходит конденсация пара, и жидкость, удаленная от источника тепла, постепенно остывает. При понижении температуры жидкости в верхнем бачке радиатора уменьшается ее объем. В бачке образуется разрежение. При этом открывается впускной (вентиляционный) клапан пробки и жидкость из расширительного бачка поступает в верхний бачок радиатора. Таким образом уравновешивается давление и исключается потеря жидкости на испарение. При значительном перегреве двигателя, когда расширительный бачок находится под чрезмерно большим избыточным давлением, открывается смонтированный в корпусе пробки расширительного бачка резиновый клапан и выпускает избыток пара в атмосферу. Обязательно  после остывания двигателя в расширительный бачок необходимо долить охлаждающую жидкость. Доливать ее нужно на 3-4 см выше риски «MIN».

Вентилятор

        Вентилятор служит для повышения скорости прохождения воздуха через радиатор с целью улучшения охлаждения. Вентилятор обычно располагают за радиатором в специальном направляющем кожухе. Любой вентилятор забирает часть мощности, и поэтому, если температура охлаждающей жидкости не превышает оптимального значения, вентилятор можно отключить. Вентилятор системы охлаждения с электроприводом. Электродвигатель такого вентилятора включается только в том случае, если электрический датчик температуры, установленный системе охлаждения, сигнализирует о превышении температуры выше определенного значения. Работой вентилятора управляет электронный блок управления, который не только дает команду на включение-выключение вентилятора, но и регулирует частоту его вращения в зависимости от режима работы двигателя.

Термостат

           Термостат способствует ускорению прогрева двигателя и регулирует количество охлаждающей жидкости, проходящей через радиатор. Термостат устанавливается в патрубке или канале, соединяющем радиатор с рубашкой охлаждения.

          Достижимая точность стабилизации температуры охлаждающей жидкости на выходе из двигателя ограничивается тепловой инерционностью его термочувствительного элемента. Для сокращения времени перестановки клапанов в термочувствительный элемент термостата с твердым наполнителем монтируется электронагревательный элемент (резистор). Фактическая температура охлаждающей жидкости регистрируется при этом автономным датчиком, по сигналу которого на резистор подается электрический ток, интенсивно разогревающий термочувствительный элемент.

            Термостат с электронным управлением (рис. 1.20) позволяет целенаправленно влиять на температуру охлаждающей жидкости, увеличивая ее значения на частичных нагрузках; регулирует температуру в определенном поле рабочих характеристик двигателя. Для реализации оптимального теплового состояния двигателя электронный блок управления подает на термоэлемент напряжение и термостат открывается при более низких температурах охлаждающей жидкости. Диапазон регулирования температур – от 85 оС (номинальный режим) до 110 оС (частичные нагрузки). Для формирования управляющего воздействия электронный блок управления анализирует показания следующих датчиков: нагрузки двигателя, частоты вращения коленчатого вала, скорости движения автомобиля, температуры окружающей среды, температуры охлаждающей жидкости.

Рис. 1.20. Термостат с электронным управлением: 1 – рабочий поршень;
2 – твердый наполнитель; 3 – регулирующий элемент; 4 – интегральный корпус; 5 – электрический разъем; 6 – термоэлемент; 7 – седло основного клапана; 8 – основной клапан; 9 – пружина основного клапана; 10 – опора пружины основного клапана; 11 – пружина перепускного клапана;
12 – перепускной клапан; 13 – седло перепускного клапана

Жидкостный насос

              Для обеспечения интенсивной циркуляции охлаждающей жидкости в системе используется насос центробежного типа (рис. 1.21). Располагается насос в передней части блока цилиндров. Основу насоса составляет крыльчатка, установленная на вале, который вращается в подшипниках и приводится в действие от коленчатого вала двигателя и от электродвигателя. Один насос (от двигателя) работает постоянно с небольшой производительностью (быстрый прогрев двигателя при запуске); другой насос с электроприводом –  когда открывается термостат и подключается радиатор системы охлаждения. Электродвигатель привода жидкостного насоса включается электронным блоком управления; не нуждается в обслуживании и в случае неисправности должен заменяться новым.

                 Крыльчатка вращается в полости, имеющей каналы для подвода и отвода жидкости. В центробежных насосах жидкость подводится к центру крыльчатки, переносится лопастями по окружности и отбрасывается центробежной силой наружу. Особое внимание в конструкции жидкостных насосов уделяется уплотнению и герметизации, чтобы жидкость не могла вытечь из системы или повредить подшипники.

Рис. 1.21. Жидкостный насос: 1 – вал; 2 – крыльчатка; 3 – корпус насоса;
4 – подшипник; 5 – сальник; 6 – приводной шкив

Расширительный бачок

           Расширительный бачок (рис. 1.22) служит для компенсации изменения объема жидкости, возникающего во время работы двигателя. Бачок изготовлен из полупрозрачной пластмассы, поверхность его ребристая. На поверхности бачка нанесена метка «Min» для облегчения контроля за уровнем жидкости. Соединительный штуцер имеет трубку, опущенную в бачок, благодаря которой облегчается конденсация пара. В верхней части бачка расположена наливная горловина, закрывающаяся пробкой с клапаном, срабатывающим при давлении, близком к атмосферному. Бачок соединен с верхней горловиной радиатора прорезиненным шлангом. Емкость системы охлаждения ВАЗ составляет примерно 10 литров.

Рис. 1.22. Расширительный бачок: 1 – пробка; 2 – пароотводящий шланг;
3 – расширительный бачок

Виды охлаждающих жидкостей

В наше время, обычно, для отвода тепла используют две жидкости: воду или антифриз (тосол).

Вода,  как  охлаждающая  жидкость,  отвечает  всем  требованиям,   за исключением:

  •  недостаточная температура кипения (100С);
  •  достаточно высокая температура кристаллизации (замерзания 0С);
  •  вызывает коррозию металлических деталей;
  •  неочищенная вода образует накипь и шлам.

Тосол (антифриз) – раствор этиленгликоля в воде с присадками. Этиленгликоль – пищевой яд, имеет большую проникающую способность, чем вода, коэффициент теплового расширения, температура замерзания, температура кипения также больше, чем у воды. Антикоррозийные присадки тосола способны вступать во взаимодействие с слоями накипи, поэтому, если в системе охлаждения использовалась вода, необходима предварительная промывка системы охлаждения от накипи и шлама.

Периодичность замены антифриза в условиях нормальной эксплуатации, если не менялся состав жидкости систематическими доливами воды, через 60 000 км пробега, но не реже чем через два года. Во время замены охлаждающей жидкости, систему нужно промыть. При использовании жесткой воды в качестве охлаждающей жидкости, систему промывают два раза в год с применением специальных веществ для очистки от накипи.

Для проверки герметичности системы нужно убедиться в исправности клапанов и резиновой прокладки пробки радиатора и проверить радиатор под давлением. При этом необходимо отсоединить верхний и нижний шланги и заглушить верхний и нижний патрубки радиатора, после чего на заливной патрубок устанавливают специальное приспособление и заполняют радиатор водой под давлением 1 кгс/кв.см., которое создается приспособлением. В случае обнаружения утечки из радиатора ее устраняют пайкой. При значительных дефектах радиатор заменяют. Исправность работы термостата проверяют через каждые 20000 км.

Разработка системы охлаждения

          В настоящее время в системе охлаждения автомобильных двигателей применяется, как известно, две автоматически работающие подсистемы. Первая из них с помощью термостата отключает от системы радиатор, обеспечивая движение жидкости по так называемому малому контуру, а следовательно, - ускоренный прогрев двигателя после его пуска; вторая включает вентилятор радиатора при достижении температуры данной жидкости установленного для нее верхнего предела, предотвращая перегрев двигателя. При этом и термостат, и датчик, включающий вентилятор, работают по принципу простейших автоматов, т.е. два режима ("включен-выключен"). Поэтому на некоторых режимах работы двигателя удержать температуру охлаждаемой жидкости в оптимальных пределах удается далеко не всегда (в жаркое время года двигатели нередко перегреваются).

           Некоторые специалисты считают, что современная электроника позволяет решить данную проблему. Например, менять частоту вращения вала электродвигателя вентилятора – так, чтобы температура охлаждающей жидкости на любом режиме работы двигателя оставалась оптимальной. В том числе и путем форсирования электродвигателя вентилятора по частоте вращения его вала.

            Однако анализ показывает: это слишком сложный путь. Гораздо проще – добавить к механическому (от коленчатого вала) приводу жидкостного насоса привод от электромотора с электронным управлением. То есть создать условия для регулирования частоты вращения вала этого насоса, а значит – и напора жидкости в системе охлаждения в соответствии с режимами работы двигателя. Уменьшив тем самым мощность, затрачиваемую на механический привод жидкостного насоса.

             Так при пуске и на малых частотах вращения коленчатого вала во время прогрева двигателя до заданной (обычно 353 – 363 К, или 80 – 90 оС) температуры необходимости в циркуляции охлаждающей жидкости нет.
Но на существующих автомобильных двигателях включить или отключить насос невозможно, по сколько его вал приводится во вращение от коленчатого вала с момента пуска двигателя. Поэтому насос работает постоянно с небольшой производительностью.

              На режимах холостого хода, на которых двигатель работает в транспортных "пробках", для поддержания температурного режима в допустимых пределах, наоборот, необходима более интенсивная циркуляция охлаждающей жидкости в системе, т.е. крыльчатка насоса должна работать на более высоких частотах вращения, чем в процессе прогрева двигателя. Но это тоже не получается.

               На средних и максимальных нагрузках двигателя крыльчатка жидкостного насоса должна, очевидно, тоже вращаться с разными частотами, чтобы обеспечивать напор охлаждающей жидкости в системе, который нужен для обеспечения температуры, оптимальной для конкретного режима. Однако на современных автомобильных двигателях картина обратная.
С увеличением нагрузки на двигатель частота вращения коленчатого вала, а значит, и крыльчатки, вал которой жестко с ним связан, снижается.
В результате уменьшается напор и ухудшается циркуляция охлаждающей жидкости в системе. То же самое наблюдается и при резких изменениях нагрузок от минимальных до максимальных.

                 Из сказанного выше следует: для снижения потерь мощности на коленчатом валу и поддержания температурного режима в системе охлаждения на различных режимах работы двигателя необходим дополнительный насос системы охлаждения, приводимый с помощью отдельного электродвигателя. Причем способным изменять частоту вращения крыльчатки от нуля до той, которая обеспечит нужную температуру охлаждающей жидкости при максимально возможных нагрузках двигателя.

                 Вариант схемы такой модернизированной системы (рис. 1.23) как видим, не намного сложнее традиционной схемы. Но значительно превосходит традиционную схему по эффективности. Во-первых, благодаря электронному блоку управления режим работы такой системы точно соответствуют режимам работы двигателя. Во-вторых, механический КПД выше, чем у обычной системы. В-третьих, двигатель после пуска гораздо быстрее выходит на рабочий температурный режим: термостат надежно отсекает "малый" ее круг от "большого" и насос с механическим приводом работает с небольшой производительностью.

Рис. 1.23. Схема системы охлаждения: 1 - жидкостный насос;
2 – термостат с электронным управлением; 3 – рубашка охлаждения двигателя; 4 – расширительный бачок; 5 – вентилятор; 6 – радиатор;
7 – датчик температуры охлаждающей жидкости; 8 – датчик температурного состояния ДВС; 9 – датчик уровня охлаждающей жидкости; 10 – радиатор печки; 11 – электродвигатель; 12 – электронный блок управления

Расчет системы охлаждения

          Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода теплоты от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы. Системой охлаждения воспринимается большая часть отводимой теплоты. Система двигателя жидкостная, закрытая, с принудительной циркуляцией охлаждающей жидкости. Марка применяемой охлаждающей жидкости “Тосол АМ”, “Тосол А-40М”, объем жидкости в системе охлаждения 8 литров.

            Расчет системы жидкостного охлаждения сводится к определению основных размеров жидкостного насоса (рис. 1.24), поверхности радиатора и подбору вентилятора.

Расчет  жидкостного насоса

Рис. 1.24. Схема построения профиля лопатки жидкостного насоса

          

           По данным теплового баланса количество тепла, отводимого от двигателя жидкостью  средняя теплоемкость жидкости ; средняя плотность жидкости ; напор, создаваемый насосом, принимается ; частота вращения насоса .   

           Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения:

м3/с,

где  ΔТж = 10 К – температурный перепад жидкости при принудительной циркуляции.

           Расчетная производительность насоса:

м3/с,

где   η = 0,84 – коэффициент подачи насоса.

        Радиус входного отверстия крыльчатки:

м,

где  r0 = 0,013 м – радиус ступицы крыльчатки; с1 = 1,8 м/с – скорость жидкости на входе в насос.

         Окружная скорость потока жидкости на выходе из колеса:

м/с,

где  α2 = 10º; β2 = 45º; ηh = 0,60 – гидравлический КПД насоса.

         Радиус крыльчатки колеса на выходе:

м.

         Окружная скорость входа потока:

м/с.

         Угол между скоростями с1 и u1 принимается α1 = 90º при этом:  

,откуда β1 = 10º38'.

         Ширина лопатки на входе:

мм.

где  z = 4 – число лопаток на крыльчатке насоса; δ1 = 0,003 м – толщина лопаток у входа.

         Радиальная скорость потока на выходе из колеса:

 м/с.

         Ширина лопатки на выходе:

м,

где  δ2 = 0,003 м – толщина лопаток на выходе.

         Мощность, потребляемая жидкостным насосом:

кВт.

Расчет  жидкостного насоса с приводом от электродвигателя

          Циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения:

м3/с.

           Расчетная производительность насоса:

м3/с,

где   η = 0,74 – коэффициент подачи насоса.

           Радиус входного отверстия крыльчатки:

м,

где  r0 = 0,008 м – радиус ступицы крыльчатки; с1 = 2 м/с – скорость жидкости на входе в насос.

         Окружная скорость потока жидкости на выходе из колеса:

м/с.

         Радиус крыльчатки колеса на выходе:

м.

         Окружная скорость входа потока:

м/с.

         Угол между скоростями с1 и u1 принимается α1 = 90º при этом:  

,откуда β1 = 11º15'.

         Ширина лопатки на входе:

мм.

где  z = 6 – число лопаток на крыльчатке насоса; δ1 = 0,003 м – толщина лопаток у входа.

         Радиальная скорость потока на выходе из колеса:

 м/с.

         Ширина лопатки на выходе:

м,

где  δ2 = 0,003 м – толщина лопаток на выходе.

         Мощность, потребляемая жидкостным насосом:

кВт.

         Для привода другого жидкостного насоса системы охлаждения применяется электродвигатель постоянного тока типа МЭ-270 мощностью 0,525 кВт с номинальной частотой вращения 4800 – 5200 об/мин.

Расчет  поверхности охлаждения  жидкостного радиатора

          Расчет радиатора состоит в определении поверхности охлаждения, необходимой для передачи теплоты от жидкости к окружающему воздуху.

          По данным теплового баланса количество теплоты, отводимой от двигателя и передаваемого от жидкости к охлаждающему воздуху  средняя теплоемкость воздуха ; средняя плотность жидкости ; объемный расход жидкости, проходящей через радиатор, принимается

            Количество воздуха, проходящего через радиатор:

кг/с,

где   ΔТвозд = 24 К – температурный перепад воздуха в решетке радиатора.

             Массовый расход жидкости, проходящий через радиатор:

кг/с.

             Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

К,

где  Твозд.вх. = 313 К – расчетная температура воздуха перед радиатором.

             Средняя температура жидкости в радиаторе:

К,

где  ΔТж.вх = 358 К – температура жидкости перед радиатором; ΔТж = 10 К – температурный перепад жидкости.

             Поверхность охлаждения радиатора:

м2,

где  К = 150 Вт/(м2·К) – коэффициент теплопередачи для автомобилей.

Расчет вентилятора

           По данным расчета жидкостного радиатора массовый расход воздуха, подаваемый вентилятором , а его средняя температура . Напор, создаваемый вентилятором, принимается .

           Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе:

кг/м3.

           Производительность вентилятора:

м3/с.

           Фронтовая поверхность радиатора:

м2,

где  ωвозд = 20 м/с – скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения автомобиля.

           Диаметр вентилятора:

м.

          Окружная скорость вентилятора:

м/с,

где  ψл = 2,8 – безразмерный коэффициент для плоских лопастей [1].

           Частота вращения вентилятора:

об/мин.

           Мощность, затрачиваемая на привод вентилятора:

кВт,

где  ηв = 0,60 – КПД  вентилятора.

2. Технологический раздел

Разработка технологии сборки жидкостного насоса

2.1. Такт выпуска и тип производства

         Применение жидкостного насоса в системах охлаждения  двигателя обеспечивает полноценную работу двигателя в заданном промежутке температур, так называемой рабочей температуры. Основная функция насоса обеспечить циркуляцию охлаждающей жидкости по системе охлаждения для отвода теплоты.

        Насос охлаждающей жидкости  - лопастной, центробежного типа, приводится от шкива коленчатого вала зубчатым ремнем привода генератора. Корпус насоса – алюминиевый. Валик вращается в двухрядном подшипнике.  Наружное кольцо подшипника стопорится винтом. На передний конец валика запрессован зубчатый шкив, на задний – крыльчатка. К торцу крыльчатки прижато упорное кольцо из  графитсодержащей композиции, под которым находится сальник.

         Жидкостный насос  сделан с учетом возможности применения стандартного несложного оборудования  и приспособлений. Сборка автоматизирована, что значительно уменьшает ее трудоемкость.

         Технологичность конструкции изделия отвечает основным требованиям сборки:

   • количество деталей минимально как по наименованию, так и по количеству;

   • имеются удобные сборочные базы;

   • возможность сборки без пригоночных работ.

          Почти все посадочные диаметры выполняются по размерам, обеспечивающим гарантированный натяг в соединениях, что значительно упрощает сборку. Из анализа конструкции можно сделать вывод, что конструкция достаточно технологична и особых затруднений при сборке не вызывает.

           Также следует отметить, что детали выполнены с большой точностью, поэтому можно обойтись без подгонки деталей, что приводит к тому, что  класс сборщика может быть не высоким, тем самым создаются предпосылки к автоматической сборке.

           Необходимая точность сопряжения деталей при сборке обеспечивается методом неполной взаимозаменяемости, происходит лишь соединение сопрягаемых деталей и узлов, обеспечивается возможность организации поточной линии, работы и контролирование производства, упрощается снабжение запасными частями и ремонт машин, находящихся в эксплуатации.

           При ее эксплуатации допуски и размеры сопрягаемых деталей, устанавливаемых по конструктивным соображениям равны или больше технологических допусков на те же размеры.

             Такт выпуска определяется по формуле:

                          мин/шт,

где   В – годовая программа выпуска изделий; ФДО – действительный годовой фонд времени работы оборудования.

мин.,

где Д – число рабочих дней в году; Fсм  – продолжительность смены;
S – число смен; КР – коэффициент, учитывающий простои оборудования в ремонте (КР = 0,90 - 0,97).

           Показателем типа производства служит коэффициент закрепления операций  КЗО:

                                              ,

где    О – число операций по сборке жидкостного насоса; Р – число рабочих мест, на которых выполняются данные операции.

          Так как КЗО = 2,5, то организуется крупносерийное производство.

2.2. Размерный анализ сборочного изделия

  Водяной насос спроектирован с учетом возможности применения при сборке стандартных не сложных приспособлений, простых и надежных. Необходимая точность сопряжения деталей при сборке обеспечивается методом полной взаимозаменяемости.

           При сборке по принципу полной взаимозаменяемости происходит лишь соединение сопрягаемых деталей и узлов, обеспечивается возможность организации поточной работы и контролирования производства, упрощается снабжение запасными частями и ремонт машин, находящихся в эксплуатации. Эта сборка находит широкое применение в массовом и серийном производствах. При ее осуществлении допуски на размеры сопрягаемых деталей, установленные по конструктивным соображениям, равны или больше технологических допусков на те же размеры.

            Расчёт размерной цепи позволяет повысить качество изделия, уменьшить трудоёмкость, улучшить взаимозаменяемость. Для проектирования водяного насоса необходимо с точки зрения обеспечения высокого значения КПД насоса, выдержать минимальный радиальный зазор между крыльчаткой и корпусом двигателя.

  Проводим проверочный расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости. Для размерной цепи сборки определяем допуски и отклонения на замыкающие звено, исходя из составляющих размеров. По сборочному чертежу находим взаимную связь размеров, т.е. определяем составляющие и замыкающие размеры:

А – замыкающий размер;

А1, А2, А3, А4, А5 – составляющие размеры;

А1=0,9 – толщина прокладки;

А2=15,8+0,28 – глубина крышки распределительных звездочек;

А3=4,4 – расстояние от плоскости разъема корпуса в.н. до кромки в.н.;

А4=0,6 – зазор между крыльчаткой и корпусом в.н.;

А5=11-0,20  – толщина головки крыльчатки.

   Проведем анализ качества составляющих размеров, т.е. выявление уменьшающих и увеличивающих размеров:

А1, А2  – увеличивающие размеры (m=2);

А3, А4, А5 – уменьшающие размеры (n=3).

Метод максимума и минимума (обратная задача):

А == А1 + А2 – А3 – А4 – А5 = 15,8 + 0,9 – 4,4 – 0,6 – 11 = 0,7 мм.

             Определим координаты середины поля допуска составляющих размеров:

,

где Jsi и Jni – значение верхнего и нижнего отклонения.

C1) = 0; ∆C2) = 0,140 мм; ∆C3) = -0,055 мм;
C4) = -0,040 мм; ∆C5) = -0,100 мм.

          Определим координату середины поля допуска замыкающего звена:

= 0,335 мм.

          Определим допуск на составляющие размеры:

Т(Аi)= Jsi Jni ;

Т(А1) = 0,200 мм; Т(А2) = 0,280 мм; Т(А3) = 0,310 мм;
Т(А
4) = 0,440 мм; Т(А5) = 0,200 мм.

           Определим допуск замыкающего звена:

=1,43 мм;

Js = ∆C + Т/2 = 0,335 + 1,43/2 = 1,05 мм;

Jn = ∆C – Т/2 = 0,335 – 1,43/2 = -0,380 мм;

Аmax = А + Js = 0,7 + 1,05 = 1,75 мм;

Аmin = А + Jn = 0,7 + (-0,380) = 0,320 мм.

Метод неполной взаимозаменяемости (обратная задача):

     А == А1 + А2 – А3 – А4 – А5 = 15,8 + 0,9 – 4,4 – 0,6 – 11 = 0,7 мм.

             Определим координаты середины поля допуска составляющих размеров:

,

где  ∆Вi  и ∆Нi – значение верхнего и нижнего отклонения.

C1) = 0; ∆C2) = 0,140 мм; ∆C3) = -0,055 мм;
C4) = -0,040 мм; ∆C5) = -0,100 мм.

             Определим допуск на составляющие размеры:

Т(А1) = 0,200 мм; Т(А2) = 0,280 мм; Т(А3) = 0,310 мм;
Т(А
4) = 0,440 мм; Т(А5) = 0,200 мм.

             Определим допуск замыкающего звена:

,

где      = 1/3 – коэффициент учитывающий характер распределения;
t = 2,57 – коэффициент учитывающий процент риска на брак  Р = 1%.

мм.

            Определим координату середины поля допуска замыкающего звена:

,

где   = 0,2 – коэффициент учитывающий ассиметрию.

С = 0,288 мм.

            Значение отклонения замыкающего размера:

∆В = С + Т/2 = 0,288 + 0,574/2 = 0,575 мм;

∆Н = С – Т/2 = 0,288 – 0,574/2 = 0,001 мм;

А=  мм.

         Технологический процесс сборки  жидкостного насоса приведен в таблице 2.1.

  Таблица 2.1.

Технологический процесс сборки  жидкостного насоса

Номер операции

Наименование операции

Содержание операции

Оборудование и приспособление

Время, мин.

005

Установка вала в сборе с подшипниками в корпус

Взять из тары корпус. Взять
вал в сборе с подшипниками. Запрессовать
вал в корпус до упора, совместив отверстия под фиксационный винт.

Сборочный конвейер, приспособления к сборочному конвейеру, кисть ручная, пресс, оправки.

Топ = =0,6

Тшт = =0,66

010

Фиксация подшипника вала в корпусе винтом М4

Взять из тары винт М4. Вставить в отверстие в корпусе. Затянуть моментом Мкр=0,5-0,8 Нм

Сборочный конвейер, приспособления к сборочному конвейеру, пневмогайковерт, динамометрический ключ, оправка.

Топ = = 0,13

Тшт = = 0,14

015

Установка сальника в сборе

Взять из тары сальник. Запрессовать сальник в корпус насоса до упора.

Сборочный конвейер, приспособления к сборочному конвейеру, кисть ручная, пресс, оправки.

Топ = = 0,35

Тшт = = 0,39

020

Установка крыльчатки

Взять из тары крыльчатку. Напрессовать на вал до совмещения конца вала с концом крыльчатки.

Сборочный конвейер, приспособления к сборочному конвейеру, кисть ручная, пресс, оправки.

Топ = = 0,87

Тшт = = 0,96

025

Установка приводного шкива на вал

Взять из тары приводной шкив. Напрессовать
на вал до совмещения края вала с краем шкива.

Сборочный конвейер, приспособления к сборочному конвейеру, кисть ручная, пресс, оправки.

Топ = = 0,87

Тшт = = 0,96

ΣТоп = 2,82 мин.

ΣТшт = 3,11 мин.

         На основании выше перечисленного можно составить схему сборки жидкостного насоса и технолого-нормировочную карту (таблица 2.2).

Таблица 2.2.

Номер опера-ции

Содержание работы

Факторы, влияющие на продолжительность

Номер карты,
поз., стр.

Опера-тивное время, мин.

005

1. Взять вал в сборе с подшипником.

2. Запрессовать вал в сборе с подшипник в корпус.

Посадка с натягом, 10 кг, длина продвижения - 43 мм.

Карта 42, поз. 8,
стр. 15

0,6

010

1. Взять винт М4.

2. Установить винт в отверстие в корпусе.

3. Наживить на 1-2 витка.

4.Затянуть пневмогайковертом.

5. Установить динамометрический ключ на винт.

6. Затянуть моментом 0,5-0,8 Нм

Диаметр винта 4 мм; длина
ввинчивания – 8 мм.

Карта 45, поз. 4, стр. 28

0,13

015

1. Взять сальник.

2. Запрессовать в корпус до упора.

Посадка с натягом, длина продвижения – 11 мм.

Карта 48, поз. 5,
стр. 36

0,35

020

1. Взять крыльчатку.

2. Напрессовать крыльчатку на вал.

Посадка с натягом, длина продвижения – 15 мм.

Карта 52, поз. 4,
стр. 22

0,87

025

1. Взять приводной шкив.

2. Напрессовать шкив на вал.

Посадка с натягом, длина продвижения – 15 мм.

Карта 56, поз. 7,
стр. 62

0,87

2.3. Расчет основных технико-экономических показателей

       Техническая норма времени – время, необходимое для выполнения  данной работы требуемого качества в соответствии с техническими нормами. Основным критерием нормирования сборочных работ является Тшт, определяемое по формуле:

,

где  Топ – оперативное время, затрачиваемое на осуществление соединения или какой-либо другой работы, связанной со сборкой, мин.; Тоб – время обслуживания рабочего места (уход за рабочим местом, раскладка инструмента), мин. Тоб составляет 2,5% от Топ.; Тп – время, расходуемое на перерывы в работе и удовлетворения естественных надобностей рабочего, мин. Тп составляет 6,0% от Топ.; К1 – коэффициент, учитывающий планируемый выпуск изделия в месяц (К1=1,2); К2 – коэффициент, учитывающий условия выполнения работ (К2=1).

Топ = То + Тв,

где  То – основное время сборки, мин.; Тв – вспомогательное время, мин.

Таблица 2.3.

Техническое нормирование

005

Тшт = (0,2+0,015+0,036) · 1,2 = 0,78

Тоб = 0,025 · 0,6 = 0,015

Тп = 0,06 · 0,6 = 0,036

010

Тшт = (0,13+0,0325+0,0078) · 1,2 = 0,17

Тоб = 0,025 · 0,13 = 0,00325

Тп = 0,06 · 0,13 = 0,0078

015

Тшт = (0,35+0,00875+0,021) · 1,2 = 0,4305

Тоб = 0,025 · 0,35 = 0,00875

Тп = 0,06 · 0,35 = 0,021

020

Тшт = (0,87+0,02+0,050) · 1,2 = 1,13

Тоб = 0,025 · 0,87 = 0,02

Тп = 0,06 · 0,87 = 0,05

025

Тшт = (0,87+0,02+0,050) · 1,2 = 1,13

Тоб = 0,025 · 0,87 = 0,02

Тп = 0,06 · 0,87 = 0,05

          Наиболее общим технико-экономическим показателем технологического процесса, включающим трудоемкость и себестоимость сборки изделия, является приведенные затраты на годовой объем выпуска.

           Приведение затрат на сборку годового объема жидкостного насоса:

З = Ссб · В + Ен · К ,

где   Ссб – себестоимость сборки изделия; В – годовая программа выпуска изделия, шт.; Ен – нормативный коэффициент экономической эффективности капитальных вложений, (Ен = 0,15).

           Себестоимость сборки изделия можно рассчитать по формуле:

Ссб = (Зп + Нк) · tф · Sмин = (1,15 + 3,5) ∙ 0,96 ∙ 4,6 = 20,5 руб/шт ,

где  Зп – коэффициент, учитывающий начисления на заработную плату;
Нк – коэффициент накладных работ;
Sмин – средняя минутная заработная плата рабочих; tф – фактическая трудоемкость сборки насоса.

tф = (Fсм·R∙60)/Qсм ,

где   Fсм – продолжительность смены; R – число рабочих мест;
Qсм – сменный выпуск изделия (Qсм = В/Д = 300000/300 = 1000 шт).

tф = (8·2∙60)/1000 = 0,96 мин/шт.

            Приведенные затраты на сборку 300000 жидкостных насосов:

З = Ссб · В + Ен · К = 20,5 · 300000 + 0,15 · 800000 = 6270000  руб.

Определим расчетное количество оборудования по операциям по формуле:

Срi = Тшт/τ ,

где    Тшт – время, затраченное на операцию, мин.; τ – такт выпуска насоса.

Ср1 = 0,6/0,92 = 0,65; Ср2 = 0,13/0,92 = 0,14;

Ср3 = 0,35/0,92 = 0,38; Ср4 = 0,87/0,92 = 0,94; Ср5 = 0,87/0,92 = 0,94.

              Коэффициент оборудования :

Zз = to/Т  или  Zз = Ср/Спр ,

где  Спр – принятое число оборудования на операцию.

Zз1 = (0,65/1) · 100% = 65 %; Zз2 = (0,14/1) · 100% = 14 %;
Zз3 = (0,38/1) · 100% = 38 %; Zз4 = (0,94/1) · 100% = 94 %;
Zз5 = (0,94/1) · 100% = 94 %.

        При организации участка сборки используется совмещение операций. При этом следует учесть, что загрузка одного рабочего места более 95% не рекомендуется. Поэтому операции с 1 по 4 будет выполнять один рабочий, а с 5 по 6 другой, таким образом, будет задействовано двое рабочих.

3. Экономический раздел

3.1. Организационная часть

 Исходные данные для планирования КПП приведены в таблице 3.1. Структурная схема узла изображена на рисунке 3.1.

     Таблица 3.1.

Исходные данные для планирования КПП

2

Рис. 3.1. Структурная схема узла

Определение трудоемкости и длительности работ по КПП

Трудоемкость работ по конструкторской подготовке производства определяется на основании "Типовых норм времени на разработку конструкторской документации". Нормативы трудоемкости определяются с помощью уравнений регрессии в зависимость от двух факторов:

группы новизны проектируемой конструкции;

группы её конструкторской сложности.

,

где  Zi - норматив трудоемкости для выполнения i-ой работы (нормо-час);
X - группа новизны конструкции; Y - группа конструкторской сложности;
Ai, Bi, Ci, Di - коэффициенты модели; i - порядковый номер работы.

Норматив трудоемкости для работ по разработке конструкторской документации устанавливается на единицу такой документации с учетом ее формата, для работ по изготовлению опытного образца - на одну оригинальную деталь.

Трудоемкость работы определяется, в свою очередь, по формуле:

,

где   Ti - трудоемкость i- ой работы, час; Zi - норматив трудоемкости для i- ой работы, нормо-час; Ni - количество конструкторских документов, разрабатываемых в ходе i- ой работы; Ki - коэффициент, учитывающий формат конструкторских документов.

Длительность работ по КПП (в днях) зависит от их трудоемкости и количества работников, занятых на каждой работе (фронт работ). Фронт работ (R) определяется, исходя из опыта работы проектных и конструкторских организаций базовых заводов. Расчет ведется по формуле:

,

где Di - длительность работы, дни; Ri - фронт работы, чел;
q - продолжительность рабочего дня, час; К1 - коэффициент перевода рабочих дней в календарные (К1 = 0,71); К2 - коэффициент, учитывающий дополнительные затраты времени на согласование и утверждение (К2 = 1,11,5); К3 - коэффициент выполнения норм (К3 = 1,2).

    Перечень событий и работ сетевого графика КПП приведен таблице 3.2.

Таблица 3.2.

Перечень событий и работ сетевого графика КПП

Наименование показателей

Единица измерения

Величина

Группа новизны изделия

-

2

Группа конструкторской сложности

-

4

Количество оригинальных деталей

шт

11

Количество оригинальных сборочных единиц

шт

11,18

Разработка чертежа Д-2

22


Продолжение таблицы 3.2.


соб.

Наименование события

Код
раб.

Наименование работы


раб.

1

Принято решение о разработке конструкции водяного насоса

1,2

Составление технического задания

1

2

Техническое задание составлено

2,3

Составление технического предложения

2

3

Техническое предложение составлено

3,4

Изготовление и испытание макета (водяного насоса)

3

3,5

Разработка эскизов деталей водяного насоса

4

3,10

Разработка технико-экономического обоснования

5

4

Макеты изготовлены и испытаны

4,6

Фиктивная работа

6

4,7

Выполнение необходимых технических расчетов деталей водяного насоса

7

5

Эскизы водяного насоса разработаны

5,6

Разработка чертежа общего вида

8

6

Чертеж общего вида разработан

6,8

Составление пояснительной записки

9

7

Технический расчет выполнен

7,8

Фиктивная работа

10

8

Пояснительная записка составлена

8,9

Рассмотрение и утверждение проекта

11

8,10

Фиктивная работа

12

9

9,11

Разработка чертежа С-1

13

9,12

Разработка чертежа С-2

14

9,13

Разработка чертежа Д-8

15

Проект утвержден

9,14

Разработка чертежа Д-9

16

9,15

Разработка чертежа Д-10

17

9,16

Разработка чертежа Д-11

18

9,24

Составление спецификации узла

 19

10

Технико-экономическое обоснование составлено

10,28

Расчет технико-экономических показателей

20

11

Чертеж С-1 разработан

11,17

Разработка чертежа  Д-1

21

-

-

-

Расчет параметров сетевого графика

 Ранний срок совершения исходного события принимается равным нулю. Ранний срок совершения последующих событий определяется в строгой последовательности по возрастающим номерам событий и равен максимальной сумме раннего срока свершения предшествующих событий и продолжительности соединяющих их работ, т.е.:   

,

где Тpj - ранний срок совершения  j -го события; Тpi - ранний срок совершения i-го события; tr - продолжительность r-ой работы; rj - подмножество номеров работ, которые оканчиваются событием; r - номер работы.

Поздний срок совершения конечного события равен раннему сроку его совершения, то есть:

.

Поздние сроки  совершения событий равны минимальному значению следующих величин:      

,

где Т - срок позднего совершения i-го события; Tпj - срок позднего совершения j-го события; ri - подмножество номеров работ, которые начинаются с события i.

Длина критического пути равна сроку раннего совершения конечного события в графике, то есть: .

Резерв времени события определяется по формуле: .

Параметры работ определяются по формулам:

- время раннего начала работы: ;

- время раннего окончания работы: ;

- время позднего начала работы: ;

- время позднего окончания работы: .

Полный резерв времени определяется для работ, не лежащих на критическом пути:

.

Свободный резерв времени работы определяется по формулам:

 или .

  Исходные данные для ЭВМ приведены в таблице 3.3.

Таблица 3.3.

Исходные данные для ЭВМ

12

Чертеж С-2 разработан

12,19

Разработка чертежа Д-3

23

12,20

Разработка чертежа Д-4

24

12,21

Разработка чертежа Д-5

25

12,22

Разработка чертежа Д-6

26

12,23

Разработка чертежа Д-7

27

13

Чертеж Д-9 разработан

13,27

Составление ТУ на сборку

28

14

Чертеж Д-10 разработан

14,27

Конструкторский

контроль чертежей

29

15

Чертеж Д-11 разработан

15,27

Технологический контроль чертежей

30

16

Чертеж Д-12 разработан

16,27

Фиктивная работа

31

17

Чертеж  Д-1 разработан

17,25

Составление спецификации узла С-1

32

18

Чертеж Д-2 разработан

18,25

Фиктивная работа

33

19

Чертеж Д-3 разработан

19,26

Составление спецификации узла С-2

34

20

Чертеж Д-4 разработан

20,26

Фиктивная работа

35

21

Чертеж Д-5 разработан

21,26

Фиктивная работа

36

22

Чертеж Д-6 разработан

22,26

Фиктивная работа

 37

23

Чертеж Д-7 разработан

23,26

Фиктивная работа

38

24

Спецификация водяного насоса изготовлена

24,27

Фиктивная работа

39

25

Спецификация узла С-1 составлена

25,27

Фиктивная работа

40

26

Спецификация узла С-2 изготовлена

26,27

Фиктивная работа

41

27

ТУ составлено, контроль выполнен

27,28

Норма-контроль чертежей

42

28

Контроль выполнен, технико-экономические показатели рассчитаны

28,29

Составление программы методики испытаний

43

28,30

Изготовление опытного образца

44

29

Программа-методика испытаний составлена

29,30

Фиктивная работа

45

30

Опытный образец изготовлен

30,31

Испытания опытного образца

46

31

Испытания опытного образца проведены

12

1

1

0,00

0,00

0,565

1,37

1,00


Продолжение таблицы 3.3.

Группа новизны изделия

2

Группа конструкторской сложности изделия

4,00

Количество работ

46,00

Количество событий

31,00

№ работы

События

Кол-во документов

Фронт работ

Коэффициенты модели

Коэф. Формата

нач. раб.

кон. раб.

A

B

C

D

1

1

2

1

3

2,37

-1,47

19,00

-12,90

1,00

2

2

3

1

5

33,30

-27,70

23,00

-7,80

1,00

3

3

4

10

4

2,21

0,383

7,40

2,95

0,56

4

3

5

2

3

33,30

0,383

7,40

2,95

0,56

5

3

10

2

6

0,00

-27,70

23,00

-7,80

1,00

6

4

6

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

7

4

7

10

2

1,81

0,00

0,50

3,50

1,00

8

5

6

2

    2

0,00

0,653

6,47

2,27

0,56

9

6

8

30

3

0,00

0,00

0,06

0,30

1,00

10

7

8

0

1

2,21

0,00

0,00

0,00

0,00

11

8

9

3

2

0,00

0,383

7,40

2,95

0,56

12

8

10

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

13

9

11

1

1

0,00

0,00

0,565

1,37

1,00

14

9

31

13

3

0,00

0,00

1,00

9,00

1,00

    Результаты расчета на ЭВМ приведены в таблице 3.4.

Таблица 3.4.

Результаты расчета


15

9

13

1

1

0,00

0,00

0,565

1,37

1,00

16

9

14

1

1

0,00

0,00

0,565

1,37

1,00

17

9

15

1

1

0,00

0,00

0,565

1,37

1,00

18

9

16

1

1

0,00

0,00

0,565

1,37

1,00

19

9

24

5

2

0,00

0,00

0,05

0,53

1,00

20

10

28

5

2

0,00

0,00

0,50

3,50

1,00

21

11

17

1

1

0,00

0,00

0,565

1,13

1,00

22

11

18

1

1

0,00

0,00

0,565

1,13

1,00

23

12

19

1

1

0,00

0,00

0,565

1,13

1,00

24

12

20

1

1

0,00

0,00

0,565

1,13

1,00

25

12

21

1

1

0,00

0,00

0,565

1,13

1,00

26

12

22

1

1

0,00

0,00

0,565

1,13

1,00

27

12

23

1

1

0,00

0,00

0,565

1,13

1,00

28

13

27

1

2

0,00

0,00

0,237

0,81

1,00

29

14

  27

2

1

0,00

0,00

0,138

0,24

1,00

30

15

27

16

4

0,00

0,00

0,02

0,10

1,00

31

16

27

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

32

17

25

5

2

0,00

0,00

0,05

0,53

1,00

33

18

25

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

34

19

26

5

2

0,00

0,00

0,05

0,53

1,00

35

20

26

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

36

21

26

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

37

22

26

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

38

23

26

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

39

24

27

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

40

25

27

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

41

26

27

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

42

27

28

13

4

0,00

0,00

0,02

0,08

1,00

43

28

29

1

2

11,60

11,60

-0,765

10,9

1,00

44

28

30

13

8

0,00

0,00

2,00

18,0

1,00

45

29

30

0

1

0,00

0,00

0,00

0,00

0,00

46

30

Параметры событий

№ события

Ранний срок свершения

Поздний срок свершения

Резерв времени

1

0,00

0,00

0,00

2

5,03

5,03

0,00

3

16,29

16,29

0,00

4

29,91

29,91

0,00

5

19,92

29,44

9,52

6

29,91

34,13

4,22