Проект четырехтактного двигателя Фольксваген и выбор трансмиссии

Перечень чертежей:

1. Тяговый расчет А1 с построением диаграмм:

-  внешней скоростной характеристики двигателя,

- тяговой и динамической характеристик автомобиля с трехступенчатой коробкой передач.

- графический  способ определения максимальной скорости автомобиля

- Кинематическая схема трансмиссии с обозначениями: коленчатый вал; маховик двигателя; сцепление; трехступенчатая коробка передач; карданная передача; дифференциал.

       2.  Сборочный чертеж А1 двигателя (Фольксваген) в продольном разрезе с основными размерами

3. Двигатель в сборе (Фольксваген) в поперечном разрезе А1 с основными размерами
4. Динамический расчет работы двигателя по методу касательных и методу Брикса.

Дополнительные материалы: прилагается пояснение на 37 страницах.

В пояснительной записке выполнено описание тепловых процессов, происходящих в двигателе внутреннего сгорания, выполнен расчет их параметров. В начале процесса сжатия, когда температура стенок значительно превышает температуру заряда,  идёт  подводом тепла к рабочему телу. В этом случае показатель политропы сжатия будет больше показателя адиабатического сжатия. В конце сжатия, когда температура заряда повысится и станет больше температуры стенок цилиндра, заряд начнёт отдавать тепло стенкам и показатель политропы сжатия будет меньше показателя адиабаты. Таким образом, стремление изобразить сжатие заряда в цилиндре двигателя в виде политропного, сопряжено с двумя допущениями. Первое допущение – отсутствие прорыва газов. Второе допущение – введение некоторого среднего показателя.  Наличие этих допущений позволяет использовать в тепловом расчёте обычные формулы политропного процесса и определить параметры в конце сжатия. Расчёт процесса сгорания топлива в цилиндре двигателя позволяет определить условную наивысшую температуру. Для определения, которой необходимо знать теплоёмкость, свежего заряда. Затем вычисляются вспомогательные величины для бензинового двигателя: коэффициент использования тепла, температура в конце сгорания, давление в конце процесса сгорания.         Процесс расширения описан по ещё более сложному закону, чем процесс сжатия. Кроме рассмотренных ранее факторов – охлаждение, утечка газа, — в процессе расширения наблюдается ещё явление догорания топлива и диссоциации газов. Всё это является подтверждением того, что процесс расширения в действительном цикле протекает очень сложно. Давление в конце процесса расширения при условии, что выпускной клапан начинает открываться в НМТ, определен на основании термодинамических соотношений для политропного процесса.  Вычислено среднее индикаторное давление, которое  представляет собой ординату прямоугольника, построенного на ходе поршня и найденное по теоретической диаграмме. Оно отличается от действительного давления. Завершающим этапом теплового расчёта является построение проектной индикаторной диаграммы. Выбрав масштабы давлений и хода поршня определено расстояние, соответствующие пространству сжатия. Для проведения политроп сжатия и расширения промежуточные ординаты  определяются из уравнений соответствующих политропных процессов.

Для расчёта деталей двигателя на прочность выполнен анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм: давление газов, инерции, трения и полезного сопротивления. Силы инерции масс двигателя делятся на силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно  и силы инерции вращающихся масс.

При расчётах деталей двигателя на прочность индикаторную диаграмму, построенную по результатам теплового расчёта, перестраивают в развернутую диаграмму по углу поворота коленчатого вала. Связь  определяется графически с учётом поправки на конечную длину шатуна – поправки Ф.А. Брикса. Метод перестроения сводится к следующему. Продолжив вправо линию атмосферного давления на диаграмме, получают ось абсцисс, на которой откладывают углы поворота коленчатого вала через 30 градусов.

Силы давления газов, действующие на поршень двигателя в зависимости от его хода, определяются по индикаторной диаграмме, построенной по данным теплового расчёта.

Выполнено приведение масс движущихся деталей кривошипно-шатунного механизма. Шатун совершает сложное плоскопараллельное движение в плоскости, перпендикулярной к оси коленчатого вала. При динамическом расчёте принимают приближённый способ определения сил, инерции шатуна, заменяя движение фактической массы шатуна движением двух условных масс. После приведения масс движущихся частей кривошипно -шатуного механизма находится сила инерции вращающихся масс, которая действует по радиусу кривошипа. Период изменения силы инерции первого порядка равен времени одного оборота коленчатого вала. Период изменения силы инерции второго порядка равен времени половины оборота коленчатого вала. Силы эти действуют по оси цилиндра и так же, как силы давления газов, считаются положительными, если они направлены к коленчатому валу, и отрицательными, если они направлены от коленчатого вала. В ВМТ абсолютная величина силы инерции достигает максимума, в НМТ она меньше. Для определения размеров маховика используется уравнение махового момента. Избыточная работа крутящего момента пропорциональна площади диаграммы суммарного крутящего момента, находящейся выше линии среднего крутящего момента.  Внешняя скоростная характеристика двигателя строится  по результатам испытаний его на специальном стенде. При отсутствии экспериментальных данных рассчитана с помощью эмпирических зависимостей по  известным номинальной мощности и номинальная частоте вращения коленчатого вала. По результатам расчетов строится внешняя скоростная характеристика двигателя, которая является основой дальнейших расчётов. Пользуясь внешней скоростной характеристикой, находится коэффициент приспособляемости двигателя по моменту.

Определена максимальная скорость движения автомобиля по дороге, характеризуемой заданным коэффициентом суммарного сопротивления. Потери мощности при передаче её от двигателя к ведущим колесам автомобиля учитываются механическим КПД трансмиссии, величина которого зависит от типа автомобиля и его колесной формулы. КПД механической трансмиссии – величина постоянная и  автомобиль может двигаться с максимальной скоростью по дороге  с максимальными сопротивлениями движения. Задавшись значением скорости движения автомобиля (с учетом его типа), находится значение необходимой мощности на ведущих колесах.  При эксплуатации лесотранспортных машин возникает необходимость изменять скорость движения и тяговое усилие в зависимости от дорожных условий.

С учетом особенностей эксплуатации лесотранспортных машин, которые характеризуются значительным изменением сил сопротивления движению, их трансмиссии должны обеспечить:

• Плавное изменение тягового усилия в интервале рабочих скоростей движения;
• Надёжность в эксплуатации и удобство управления;
• Оптимальную загрузку двигателя, обеспечивающую высокую экономичность работы.

Простота конструкции, габариты и вес агрегатов трансмиссии имеют важное значение. Общее передаточное число механической ступенчатой трансмиссии равно произведению передаточных чисел отдельных входящих узлов. Главная передача может быть одинарной, двойной или разнесённой. В данном случае показана с главной передачей, выполненной в виде одноступенчатого редуктора. Определение передаточного числа коробки передач на первой передаче производится из условия возможности преодоления автомобилем максимального сопротивления при трогании с места, пренебрегая влиянием сил инерции автомобиля и сопротивлением воздушной среды. Увеличивая передаточное число коробки передач на первой передаче, на ведущих колесах автомобиля можно получить сколь угодно большую величину касательной силы тяги. Однако сила тяги по двигателю может быть реализована только при достаточном сцеплении ведущих колес с опорной поверхностью. Поэтому проверяется,  не будут ли буксовать колеса при трогании автомобиля с места. Движение машины без буксования обеспечено при условии, что касательная сила тяги по двигателю меньше или равна силе тяги по сцеплению. В результате расчета получены значения передаточных чисел, они являются ориентировочными и могут несколько изменяться в зависимости от кинематического расчета всех элементов коробки передач.  При известных значениях передаточных чисел главной передачи, коробки передач определяются передаточные числа трансмиссии на различных передачах

Для построения тяговой характеристики, представляющей графическую зависимость силы тяги от скорости движения машины, использована скоростная характеристика двигателя. Беря из характеристики ряд промежуточных значений крутящего момента двигателя и соответствующей ему частоты вращения коленчатого вала находят силу тяги и скорость движения для различных передаточных чисел трансмиссии на первой, второй и третьей передачах. Ввиду того, что исходной для определения силы тяги является внешняя скоростная характеристика это позволило оценить предельные тяговые возможности автомобиля. Меньшие значения силы тяги могут быть получены, если двигатель внутреннего сгорания будет работать по частичной скоростной характеристике (при уменьшенной подаче топлива). Из всех составляющих тягового баланса автомобиля только сила сопротивления воздушной среды не зависит от веса машины. Как показывают расчеты, при скорости движения менее 30 км/ч величина силы сопротивления воздушной среды незначительна. Универсальным параметром, оценивающим тяговые качества машин различных классов и грузоподъёмностей, является динамический фактор, представляющий собой отношение свободной силы тяги  к полному весу автомобиля. Определив для каждой передачи свободную силу тяги и значение динамического фактора, построена динамическая характеристика.

Данные для расчета:

• Топливо для проектируемого двигателя – бензин;
• Частота вращения коленвала – 4200 об/мин
• Октановое число - А95;
• коэффициент избытка воздуха – 0,8;
• Подогрев заряда – 20 К.

Результаты расчета:

По результатам расчета определены следующие параметры работы двигателя:

• Эффективный КПД – 0,184
• Эффективный удельный расход топлива – 0,445 кг/кВтч,
• Часовой расход топлива на номинальном режиме – 17,8 кг/ч
• Литраж двигателя - 1,622 л.
• Крутящий момент двигателя – 90,95 Н х м

В программе: Autocad, Компас 3D v