Тепловой расчет двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Пояснювальна записка

ДВИГУН, ПОЛІТРОПА, СТИСКАННЯ, КЛАПАН, СИСТЕМА МАЩЕННЯ, РОЗРАХУНОК КІНЕМАТИЧНИЙ, СТУПІНЬ СТИСКАННЯ, ВАЛ РОЗПОДІЛЬЧИЙ



ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ

Группа ЗААГ-49 Студент Омельченко Сергей Викторович

Сопоставляя основные показатели заданного к расчету двигателя и прототипа, выполнить тепловой, динамический и прочностной расчеты дизельного шестицилиндрового двигателя с показателями:

Номинальная мощность Ne = 135 кВт

Частота вращения при номинальной мощности nN = 2100 мин -1

Степень сжатия ? = 16,6

Количество цилиндров V6

Коэффициент избытка воздуха б = 1,460.

Система охлаждения жидкостная, закрытого типа.

Двигатель прототип ЯМЗ - 236.



СОДЕРЖАНИЕ

ВСТУП

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Определение параметров рабочего тела

1.2 Количество продуктов сгорания

1.3 Параметры действительного цикла двигателя

1.4 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла объем двигателя и одного цилиндра

1.5 Определение основных размеров цилиндра двигателя. Рабочий объем двигателя и одного цилиндра

1.6 Построение индикаторной диаграммы

1.7 Тепловой баланс двигателя

1.8 Построение внешней скоростной характеристики

2. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

2.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма

3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ

3.1 Общие сведения

3.2 Построение профиля кулачка

3.3 Время-сечения клапана

3.4 Расчет пружины клапана

ВИСНОВОК

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК



ВСТУП

Особливе місце в єдиній транспортній системі країни займає автомобільний транспорт, який став організаційно і економічний важливою самостійною галуззю господарства.

Значення автомобільного транспорту важко переоцінити, і не тільки по тому, що без його участі не відбувається жоден вид господарської діяльності, а й тому, що їм перевозиться понад 80% всіх народно-господарських вантажів і пасажирів, що доставляються усіма видами транспорту.

Перший поршневий двигун був побудований французьким механіком Лендаром у 1860 році. Двигун працював на світильному газі без стиску суміші в циліндрі.

В 1877 році німецький механік Н. Отто здійснив попередній стиск суміші в циліндрі, завдяки чому ефективність таких двигунів різко підвищилась.

В 1892 році Р. Дизель отримав патент на двигун внутрішнього згоряння нового типу, розрахований на використання рідкого палива (керосину). Винахідник запропонував нагрівати повітря в циліндрі шляхом стиску до температури, при якій розпилене вприскуване паливо могло б самозайматися і згоряти по мірі надходження в циліндр. Цей двигун у подальшому був значно модернізований, але принцип дії - згоряння палива, залишився й дотепер. Двигун э невід'ємною частиною любого автомобіля.

Автомобілі виконують весь процес перевезень вантажів і пасажирів від виробника до споживача, або, взаємодіючи з іншими видами транспорту. Автомобільний транспорт - найзручніший і комфортабельний вид транспорту.

В даний час майже немає такої галузі народного господарства, яка не була б найтіснішим чином пов'язана з автомобільним транспортом. Автомобілі широко застосовуються на будівництві, в промисловості і зв'язку, сільському господарстві та торгівлі.

Виключно велика роль автомобільного транспорту в задоволенні різних побутових і культурних потреб громадян.

Подальше підвищення ролі автомобільного транспорту нерозривно пов'язане з поліпшенням якості його роботи. Поліпшити якість роботи автотранспорту - це перш за все забезпечити регулярну та безперебійну роботу автомобілів на лінії, своєчасну доставку вантажів і пасажирів, збереження вантажів, що перевозяться і максимальні зручності для пасажирів.



1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Определение параметров рабочего тела

Проектируемый двигатель является дизельным. Элементарный состав дизельного топлива принимаем С = 0,85%, Н = 0,14%, О = 0,01%. Дизельное топливо «Л» (ГОСТ 305-82); низшая удельная теплота сгорания топлива .

Расчет ведем для условий сгорания 1 кг топлива. При выполнении расчета задаемся рядом параметров с учетом пределов их изменения и значений, характерных для двигателя прототипа.

Необходимое количество воздуха для полного сгорания массовой и объемной единицы топлива

LO = =

lo = ,

где С, Н и О - количество углерода, водорода и кислорода.

Величина поступившего в цилиндры дизельного двигателя свежего заряда:

1.2 Количество продуктов сгорания

При сгорании смесей с ??? 1 углерод и водород топлива полностью окисляются. Количественное содержание продуктов сгорания будет иметь следующий состав:



M2 =

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания МСО2, МН2О, МО2, МN2 на 1 кг топлива:

МСО2 = = 0,85/12 = 0,07 кмоль/кг

МН2О = = 0,14/2 = 0,07 кмоль/кг (1.4)

МО2 = 0,208*(???)*LO = 0,208*(1,46-1)*0,51 = 0,049 кмоль/кг

МN2 = 0,792*?? LO = 0,792*1,46*0,51 = 0,59 кмоль/кг

M2 =

1.3 Параметры действительного цикла двигателя

Параметры процесса выпуска

При тепловом расчете двигателя задаемся давлением и температурой окружающей среды:

РО = 0,1 Мпа, to = 20 oC, To = 293 K

Давление остаточных газов, Мпа:

Pr = (1,05…1,25)* РО = 1,15*0,1 = 0,12 Мпа

Температуру остаточных газов Tr рекомендуется принимать для дизелей Tr = 600….900 K, принимаем Tr = 750 К Параметры процесса впуска

Величина температуры подогрева свежего заряда ДТ для дизелей принимается в пределах ДТ = 10…40 К, принимаем ДТ = 25 К

Плотность заряда на впуске, кг/м3,



?о = РО * 106/(В* To) = 3, (1.8)

где В = 287 Дж/(кг*К) - удельная газовая постоянная для воздуха.

Давление в конце впуска, МПа

Ра = РО - ДР,

где ДР - потеря давления на впуске, МПа

Для дизелей без наддува значение принимается в пределах

ДР = (0,03….0,18)* РО = 0,1*0,1 = 0,01 МПа

Таким образом, давление в конце впуска, МПа

Ра = 0,1-0,01 = 0,09 МПа

Коэффициент остаточных газов гr характеризует степень очистки цилиндра от продуктов сгорания и для 4-тактных двигателей может быть определен по выражению

гr = * = * = 0,037

Температура заряда в конце впуска, К

Та = = = 333,41 К

Величина, характеризующая качество процесса впуска- коэффициент наполнения цилиндров двигателя ?v:



?v = ** = ** = 0,81 (1.12)

Согласно справочной литературе параметры смеси в конце впуска для дизельного двигателя без наддува должны быть в следующих параметрах:

гr = 0,02…0,05 Та = 310….350 К ?v = 0,8….0,94

Параметры процесса сжатия

Процесс сжатия характеризуется показателем политропы сжатия, температурой, давлением и теплоемкостью рабочего тела в процессе сжатия. Величина показателя политропы сжатия n1 определяется на основании опытных данных в зависимости от степени сжатия двигателя и температуры в конце впуска Та для дизелей:

n1 = (К1-0,02)… (К1+0,02),

где К1 - показатель адиабаты сжатия, определяется по номограмме. К1 ? 1,352

n1 = (1,352-0,02)… (1,352+0,02), принимаем n1 = 1,35

Давление в конце процесса сжатия определяется по формуле, МПа

Рс = Ра*?n1 = 0,09*16,61.35 = 3,99 Мпа

Температура рабочего тела в конце процесса сжатия, К

Тс = Та*?n1-1 = 333,41*16,61,35-1 = 891,28 К (1.14)

Согласно справочной литературе величины Рс и Тс находятся для дизельных двигателей в таких пределах: Тс = 700…900 К, Рс = 3,5…5,5 МПа

Определение теплоемкости рабочей смеси.

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси зависит от теплоемкости свежего заряда, а также от теплоемкости и количества отдельных составляющих остаточных газов, кДж/(кмоль*К),

= *( + гr*)

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда в конце процесса сжатия принимается равной теплоемкости воздуха, кДж/(кмоль*К),

= 20,6 + 0,002638*tc = 20,6+0,002638*(916,68-273) = 22,30 кДж/(кмоль*К),

где tc = Тс -273 = 891,28-273 = 618,28 оС

Значения величины процесса сжатия определяются по эмпирическим формулам, приведенным в табл. 1.1 для интервала температур tc - to = 0….1500оС

= *(MCO2 + MH2O* + MO2+ MN2)

Табл. 1.1 Средние мольные теплоемкости процесса сжатия

Газ	Формула	кДж/(кмоль*К)
		0….1500оС
Воздух	-	20,6 + 0,002638*tc
Углекислый газ	CO2	27,941+0,019*tc-5,487*10-6*tc2
Водяной пар	H2O	24,953+0,005359*tc
Кислород	O2	20,93+0,004641*tc-0,84*10-6*tc2
Азот	N2	20,398+0,0025*tc

Тогда получим

Полученные средние значения теплоемкости рабочей смеси должны лежать в пределах = 20….25 кДж/(кмоль*К)

= *(0,07*(27,941 + 0,019*618,28 - 5,487*10-6* 618,282) +

0,07*(24,953 + 0,005359*618,28) + 0,049*(20,93 + 0,004641*618,28 -

0,84*10-6* 618,282) + 0,59* (20,398 + 0,0025*618,28))= 24,01 кДж/(кмоль*К)

=*( + гr *)20)

=*(22,30 + 0,037*24,01) = 22,36 кДж/(кмоль*К)

Параметры процесса сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

µ0 = = = 1,046

При сгорании топлива действительный коэффициент изменения рабочей смеси должен учитывать наличие в рабочей смеси некоторого количества остаточных газов от предыдущего цикла

µ = = = 1,044

При известном элементарном составе жидкого топлива низшая теплотворная способность топлива определяется по формуле Д.И. Менделеева, МДж/кг,

Нu = 33.91*C + 125,6*H - 10,89 (O-S) - 2,51*(9*H+W),

где C, H, O, S, W - масові частки вуглецю, водню, кисню, сірки та вологи в 1 кг палива

Согласно справочной литературы для дизельного топлива с цетановым числом 48 значение их соответственно равно:

C = 0,87 H = 0,126 O = 0,004 S = 0 W = 0 М1

Нu = 33,91*0,87 + 125,6*0,126 - 10,89 (0,004-0) - 2,51*(9*0,126+0) = 42,44 МДж/кг = 42440 кДж/кг

В результате сгорания рабочей смеси в цилиндре двигателя выделяется некоторое количество теплоты, кДж/кмоль рабочей смеси, при б ?1, Д Нu = 0:

Нрсм = = = 54933,89 кДж/кмоль

Для определения температуры рабочего тела в конце процесса сгорания определяем среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания, кДж/(кмоль*К),

= *(MCO2 + MH2O* + MO2+ MN2)

где , , , - средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания, определяемые по эмпирическим формулам, приведенным в табл. 1.2 для интервала температур tz = 1501…2800 oC.

Табл. 1.2 Средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания

Газ	Формула	кДж/(кмоль*К)
		1501….2800оС
Углекислый газ	CO2	39,123 + 0,003349*tz
Водяной пар	H2O	26,67 + 0,004438*tz
Кислород	O2	23,723 + 0,00155*tz
Азот	N2	21,951 + 0,001457*tz

= *(0,07*(39,123 + 0,003349*tz + 0,07*(26,67 + 0,004438*tz) + 0,049 *(23,723 + 0,00155*tz) + 0,59*(21,951 + 0,001457*tz)) = 24,0296 + 0,0667*tz

Подставляя в эти формулы вместо tz величину tz = Tz - 273 и группируя известные члены, получаем уравнение

= A' + B'*(Tz - 273) + 8,315

Температура в конце видимого процесса сгорания для дизельного двигателя может быть определена из выражения

оz*Hрсм + ( + 8,315л)*(Tс - 273) + 2270*(л-µ) = µ**(Tz - 273) (1.24)

где л = - степень повышения давления.

Величина л зависит от формы камеры сгорания и периода задержки воспламенения топлива. Согласно справочной литературы для дизельных двигателей с нераздельной камерой сгорания л = 1,6….2,5, принимаем л = 1,6.

Значение коэффициента использования теплоты оz для быстроходных дизелей имеет значение оz = 0,70….0,88, принимаем оz = 0,88.

После подстановки в уравнение сгорания соответствующих числовых значений Hрсм, , и выполнения необходимых преобразований, уравнение сгорания примет вид



0,88*54933,89+(22,36+8,315*1,6)*(916,68-273)+2270*(1,6-1,044)=1,044*(24,0296+ + 0,0667*tz) *tz

В результате преобразований получим

0,06963*t2z + 25,0869*tz - 72560,14672 = 0

В результате решения было получено два корня уравнения:

tz1 = -12116,74 оС tz2 = 1856,45 оС

То есть принимаем tz = 1856,453 оС, тогда Tz = 1856,45 + 273 = 2129,45 К

= 24,0296 + 0,0667*tz = 24,0296 + 123,8252 = 147,85кДж/(кмоль*К)

Давление в конце видимого сгорания, МПа для дизеля

Pz = л*Pc = 1,6*3,99 = 6,384 Мпа

Степень предварительного расширения для дизеля определяется из выражения

с = * = * = 1,56

Согласно справочной литературе расчетные значения величин для дизеля составляют Tz = 1800…2300 К, Pz = 5…12 Мпа, с = 1,2…1,7

Для дизельных двигателей принимается Pzд = Pz

Параметры процесса расширения ?n2-1

Значение температуры и давления в конце процесса расширения определяются исходя из политропного характера процесса расширения для дизеля

Pв = Тв =

Степень последующего расширения для дизеля д = = = 10,64

Значение среднего показателя политропы расширения n2 обычно принимается равным значению показателя адиабаты расширения К2: К2 ? n2

Величина К2 зависит от степени сжатия ?, коэффициента избытка воздуха б и температуры в конце процесса сгорания Tz. Значение величины К2 в зависимости от указанных параметров определим по номограмме, для дизелей оно лежит в пределах 1,18….1,28

К2 = 1,28 Pв = = 0,31 МПа Тв = = 1098 К

Расчетные значения величин согласно справочной информации для дизелей: Pв = 0,2…0,5 МПа, Тв = 1000…1200 К.

Параметры процесса выпуска

Для проверки правильности выбора значений Тr, проверяется вероятное значение Тr, на основании полученных величин Pв и Тв по следующей формуле, К

Тr = Тв /()1/3 Тr = 1098 / (0,31/0,12)1/3 = 800,09 К

Полученное значение не отличается от раньше принятого более чем на 50 К, поэтому удовлетворяет принятым условиям.



1.4 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла

Среднее индикаторное давление.

На основании полученных при расчете значений величин Рс, л, д, с, а также принятых значений n1 и n2 может быть определено теоретическое среднее индикаторное давление по следующим зависимостям для дизеля, МПа:

Pi ` = (л(с-1) + (1-) - (1-))

Pi ` = (1,6(1,56-1) + (1-) - (1-))

Pi ` = 0,25577*3,4242 = 0,8758 Мпа

Среднее индикаторное давление действительного цикла будет отличаться от расчетных значений на величину, пропорциональную уменьшению площади расчетной диаграммы при ее скруглении. Уменьшение расчетного среднего индикаторного давления в этом случае учитывается коэффициентом полноты индикаторной диаграммы: для дизелей цп = 0,92….0,95.

Pi = Pi `* цп = 0,8758 * 0,93 = 0,8145 Мпа

Индикаторный КПД двигателя и расход топлива.

Индикаторный КПД двигателя характеризует степень использования теплоты в действительном цикле и определяется по формуле

?і = = 0,43

Индикаторный удельный расход топлива при известной величине индикаторного КПД определяется по формуле, г/кВт*ч

gi = = 197,27 г/кВт*ч

Расчетные значения величин согласно справочной литературе составляет для дизельных двигателей Pi = 0,7…1,7 Мпа, ?і = 0,40…0,50, gi = 170…210 г/кВт*ч

Среднее эффективное давление

Среднее эффективное давление в цилиндре двигателя Ре, используемое для выполнения полезной работы, может быть определено как разность среднего индикаторного давления и давления, необходимого для преодоления механических потерь в двигателе, Мпа

Среднее давление механических потерь Рм определяется по эмпирическим формулам в зависимости от типа двигателя и смесеобразования, числа цилиндров і, отношения S/D и средней скорости поршня Vп.сер

Для дизелей Рм = 0,089 + 0,0118* Vп.сер

Средняя скорость движения поршня для дизелей Vп.сер = 6,5….12 м/с, принимаем для расчетов значение Vп.сер = 7,8 м/с

Рм = 0,089 + 0,0118* 7,8 = 0,18 МПа

Ре = 0,8145-0,18 ? 0,63 МПа



Эффективный КПД и расход топлива

Эффективный КПД двигателя учитывает тепловые и механические потери двигателя и определяется по формуле:

Значение механического КПД при известной величине Рм определяется по формуле

?м = = 0,78 ?е = 0,43*0,78 = 0,35

ge = = 235 г/кВт*ч

Удельный эффективный расход топлива, г/кВт*ч

Согласно справочной литературе для дизелей данные показатели лежат в следующих пределах Ре = 0,65..0,85 МПа, ?м = 0,7…..0,82, ?е = 0,35…0,42, ge = 210….235 г/кВт*ч.

1.5 Определение основных размеров цилиндра двигателя. Рабочий объем двигателя и одного цилиндра

На основании полученных по предыдущим расчетам значений, при заданной мощности и частоте вращения коленчатого вала двигателя, можно определить его рабочий объем Vор, л

Vор = = 11,24 л



Рабочий объем одного цилиндра Vh, л

Vh = = 1,87 л

Диаметр цилиндра D, мм и ход поршня S, мм находим по формуле

D = 100* = 1,2638*100 = 126,38 мм

S = 126,38*1,18 = 149,12 мм

При условии, что это справочный коэффициент в пределах 1…1,27, нами взят 1,18.

Это значение задают, исходя из типа двигателя и частоты вращения коленчатого вала таким образом, чтобы значения Vп.ср не превышали указанных в п. 1.4.3 пределов. Полученные значения D и S округляем до целых чисел, после чего окончательно уточняем основные показатели двигателя по формулам

- вычисляем действительную среднюю скорость поршня Vп.ср, м/с и сравниваем с ранее принятой

Vп.ср = = 7,44 м/с

- вычисляем фактический рабочий объем двигателя Vор, л



Vор = = 11,21 л

- фактическую мощность двигателя Ne, кВт вычисляют по формуле

Ne = = 133,56 кВт

-определяют часовой расход топлива при номинальном режиме GПN, кг/ч

GПN = = 31,73 кг/ч

- определяют крутящий момент двигателя на номинальном режиме MKN, Н*м

MKN = = 614,19 Н*м

1.6 Построение индикаторной диаграммы

Выбор масштабов и определение координат основных точек

Индикаторная диаграмма строится с целью наглядного представления тепловых процессов, протекающих в двигателе и самого рабочего цикла.

Диаграмма построена на листе формата А4 (210х297мм). На горизонтальной оси обозначено в масштабе значение минимального Vс и максимального Vа объемов цилиндра, которые получены из формул

Vс = = 0,12

Vа = 1.87+0.12 = 1.99

Принимаем следующие значения

S = 149мм = 0,149м АВ = 300мм

Тогда масштаб будет µs = = 0,149/300 = 0,005 м/мм

Приведенная к принятому масштабу величина объема камеры сгорания, мм

Vс = ОА = = 19 мм

По вертикальной оси в масштабе откладывают давление в характерных точках цикла a, c, z, b, r соответственно Pa, Pc, Pz, Pb, Pr.

Заносим имеющиеся данные в таблицу

Табл. 1.3 Давление в характерных точках индикаторной диаграммы

Давление	Обозначение	Значение, МПа	Ордината точки, мм
Давление атмосферное	Po	0,1	5
Давление в конце впуска	Pa	0,09	4,5
Давление в конце сжатия	Pc	3,99	199,5
Давление в конце процесса сгорания	Pz	6,38	319
Давление в конце процесса расширения	Pb	0,31	15,5
Давление остаточных газов	Pr	0,12	6

Абсцисса точки z для дизельного двигателя определяется по формуле



zz` = Vz = 19*(1.56-1) = 10.64 мм

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом

Давление в промежуточных точках политропных процессов сжатия и расширения определяются по формулам

- на линии сжатия

Значение объема Vа соответствует абсциссе ОВ, Значение Vх = ОХ будут лежать в пределах от Vх = Vа = ОВ до Vх = Vс = ОА.

Координаты точек политропы расширения рассчитываются аналогично, Мпа

- на линии расширения

Для дизельного двигателя при определении координат точек политропы расширения необходимо учитывать, что отношение ОВ/ОХ будет изменяться в пределах от 1 до д = 10,64, то есть минимальное значение ОХ будет соответствовать не Vс, а Vz`.

На основании вышеуказанных уравнений с помощью программы на ПК строим две кривые- политропы сжатия и расширения.

Скругление индикаторной диаграммы.

Для учета влияния фаз газораспределения и угла опережения зажигания на характер изменения индикаторной диаграммы задаются фазами газораспределения двигателя. Принятые значения фаз газораспределения приведены в таблице.

Табл. 1.5 Значение фаз газораспределения

Наименование фазы	Угол поворота коленвала, о	Обозначение точки на индикаторной диаграмме
Открытие впускного клапана до ВМТ	30	a`
Закрытие впускного клапана после НМТ	60	a”
Открытие выпускного клапана до НМТ	60	b`
Закрытие выпускного клапана после ВМТ	30	b”
Угол опережения зажигания до ВМТ	30	и

В точке С' к моменту прихода поршня в ВМТ в цилиндре двигателя давление будет больше, чем Pc, МПа

Pc” = (1,15….1,25)* Pc, = 1,2*3,99 = 4,79 Мпа

Ордината точки b” определяется как

Pb” = 0,5*( Pb + Pr) = 0,5*(0,31+0,12) = 0,22 Мпа

1.7 Тепловой баланс двигателя

Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом, определяется по формуле, Дж/с

Qo = = = 374061,44 Дж/с

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с, Дж



Qе = 1000*Ne = 133560,2 Дж

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, Дж/с

,

где с - коэффициент пропорциональности, с = 0,45…0,53 = 0,49

і - число цилиндров, D - диаметр цилиндра, мм

m - показатель степени, для четырехтактных двигателей m = 0,67

Qохл = = 155077,16 Дж/с,

Теплота, унесенная с отработавшими газами, Дж/с

Значение величины определяется по формуле 1.15 для полученной температуры Тr = 800,29 К (527,29 оС)

Qr = *(0.779*24.01*527.29-0.745*22.30*20) = 83996.80 Дж/с

Неучтенные потери теплоты

Qост = 374061,44 - (133560,2+155077,16+83996,80) = 1427,28 Дж/с

Все составляющие теплового баланса сводятся в таблицу.

Табл.1.6 Составляющие теплового баланса

Составляющие теплового баланса		Q, Дж/с	q, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе	Qе	133560,2	35,7
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	Qохл	155077,16	41,5
Теплота, унесенная с отработавшими газами	Qr	83996,80	22,5
Неучтенные потери теплоты	Qост	1427,28	0,3
Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом	Qo	374061,44	100

1.8 Построение внешней скоростной характеристики

Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале от ne min = 350….700 мин-1 до nN для дизельных двигателей, где nN - частота вращения коленчатого вала двигателя при номинальной мощности. По условию nN = 2100 мин-1.

Расчетные точки кривой эффективной мощности, выраженной в кВт, определяются по следующим эмпирическим зависимостям через каждые 500…1000 мин-1.

Для дизелей с неразделенными камерами сгорания

где Ni и ni - эффективная мощность и частота вращения в расчетной точке характеристики, Ne и nN - номинальная эффективная мощность и частота вращения коленчатого вала двигателя при номинальной мощности.

Значения эффективного крутящего момента двигателя могут быть определены по формуле, Н*м



Значение среднего эффективного давления для рассчитываемых точек может быть определено по формуле, Мпа

Pi =

Точки кривой среднего индикаторного давления, МПа

Piх = Pех + Pмх

где Pмх - среднее давление механических потерь двигателя, определяется по уравнениям, приведенным в подразделе 1.4.3, в зависимости от типа и конструкции двигателя для данного скоростного режима работы.

Расчетные точки индикаторного крутящего момента могут быть определены по кривой Piх или из выражения, Н*м

Mix =

Удельный эффективный расход топлива, г/кВт*ч:

где gex и gen - -удельный эффективный расход топлива соответственно при номинальной мощности и в расчетной точке характеристики.

Часовой расход топлива, кг/ч



Для четырехтактного двигателя с непосредственным впрыском можно принять линейное изменение б = f (ne), причем бmin = (0.7….0.8)*бn.

При выбранном законе изменения б коэффициент наполнения сo

?Vx =

Данные расчета параметров внешней скоростной характеристики заносим в табл. 1.7, по которым строят графики внешней скоростной характеристики двигателя, показанную на рис. 1.1

Табл. 1.7 Параметры внешней скоростной характеристики

nex, мин-1	Nex, кВт	Мex, Н*м	Рex, МПа	Vnср, м/с	Рмх, Мпа	Ріх, МПа	Міх, Н*м	gex, г/кВт*ч	Gmx, кг/ч	бх	?Vx
600	42,86	682,48	1,14	2,98	0,12	1,26	751,72	279,37	11,97	1,18	1,291245
1100	63,77	553,88	0,93	5,47	0,15	1,08	644,33	237,94	15,17	1,21	0,917513
1600	221,20	1320,86	2,21	7,95	0,18	2,39	1425,88	223,15	49,36	1,46	2,46728
2100	135,0	614,19	1,03	10,44	0,21	1,24	739,79	235,0	31,73	1,32	1,09485

По скоростной характеристике определяем также коэффициент приспособляемости двигателя, представляющий собой отношение

Км = = 1,05

где MKmax - максимальное значение крутящего момента по результатам расчета ЗШХ, Н*м

Этот коэффициент служит для оценки приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки и характеризует способность двигателя преодолевать кратковременные перегрузки.

Расчетные значения для дизелей величины К находятся в пределах К = 1,05….1,25. двигатель сжатие кривошипный вал



2. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

Расчет кинематики кривошипно-шатунного механизма двигателя внутреннего сгорания заключается в определении пути, скорости и ускорения поршня по формулам:

Sx = R*((1-cos ц)+(лш/4)*( 1-cos 2ц))

Vx = R*щ*(sin ц + (лш /2)*sin 2ц)

Jx = R*щ2*(cos ц + лш *cos 2ц)

R = S/2 = 149,12/2 = 74,56 мм ? 0,07 м

щ = р*n/30 = 3.14*2100/30 = 219,8 сек-1

Результаты расчетов занесены в таблицу 2.1.

Табл. 2.1 Путь, скорость и ускорение поршня

ц, о	Sx, м	Vx, м/с	Jx. м/с2
0	0,00000	0,00000	8792,79128
30	0,02338	8,38582	5634,15010
60	0,07722	23,98371	-1014,55284
90	0,12635	15,38621	-5410,94848
120	0,14723	2,66485	-4396,39564
150	0,14462	-2,96642	-223,20162
180	0,14000	0,00000	2029,10568
210	0,14462	2,96642	-223,20162
240	0,14723	-2,66485	-4396,39564
270	0,12635	-15,38621	-5410,94848
300	0,07722	-23,98371	-1014,55284
330	0,02338	-8,38582	5634,15010
360	0,00000	0,00000	8792,79128
375	0,00000	10,13629	3267,90756
390	0,02338	8,38582	5634,15010
420	0,07722	23,98371	-1014,55284
450	0,12635	15,38621	-5410,94848
480	0,14723	2,66485	-4396,39564
510	0,14462	-2,96642	-223,20162
540	0,14000	0,00000	2029,10568
570	0,14462	2,96642	-223,20162
600	0,14723	-2,66485	-4396,39564
630	0,12635	-15,38621	-5410,94848
660	0,07722	-23,98371	-1014,55284
690	0,02338	-8,38582	5634,15010
720	0,0000	0,00000	8792,79128

2.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от действия сил давления газов и сил инерции. По этим силам впоследствии выполняют расчеты на прочность основных деталей двигателя, а также вычисляют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя.

Силы давления газов

Давление газов определяем по формуле, Н

Pr = Д Pr*Fn*106 = (Pi - Po)* Fn*106

где Fn - площадь поршня, м2, Fn = рD2/4 = 3.14*126.38/4 = 0.00992 м2

Pi - давление газов в цилиндре двигателя, МПа,

Po - атмосферное давление, МПа

Результаты вычисления давлений для каждого угла поворота коленвала занесены в таблицу 2.3.

Определение сил инерции

По характеру движения массы деталей кривошипно-шатунного механизма можно разделить на

- массы, движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна),

- массы, совершающие вращательные движения (коленвал и нижняя головка шатуна),

- массы, совершающие сложные движения (стержень шатуна).

Для приближенного расчета масс используют конструктивные массы

Табл. 2.2 Массы деталей кривошипно-шатунного механизма

Конструктивный элемент или масса	Конструктивная масса, кг/м2	Масса, кг
Поршень (из алюминиевого сплава), mП	300	3,34
Шатун, mШ	300	3,34
Неуравновешенные части коленвала (стальной кованый вал), mШШ	400	4,45

m1 = 0.275* mШ = 0.275*3.34 = 0.92 кг

m2 = 0.725* mШ = 0.725*3.34 = 2.42 кг

mj = mП + m1 = 3,34+0,92 = 4,26 кг

mR = mШШ + m2 = 4,45+2,42 = 6,87 кг

Имея значение приведенных масс, можно определить силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс, Н:

Pj = -mj*J = -mj* R*щ2*(cos ц + лш *cos 2ц)

Сила инерции вращающихся масс, Н

KR = -mR* R*щ2 = -6.87*0.07*48312.04= - 23233,26 H

Полученные значения величины Pj для различных углов поворота коленвала заносят в таблицу 2.3.



Табл. 2.3 Расчет динамики КШМ

ц, о	Д Pr, Мпа	Pr, Н	Jx. м/с2	Pj, Н	PУ, Н	в	N, H	S, H	K, H	T, H	Mkp, H*m	Rшш
0	0,02	166,92	8792,79128	-37457,29	-37290,37	0,00	0	-37290,37	0	-37290	0	-19220
30	-0,01	-111,28	5634,15010	-12475,36	-12586,64	0,15	-32,95	12586,68	10855	-20258	-651,3	-19220
60	-0,01	-111,28	-1014,55284	4321,99	4210,71	0,26	19,11	4210,75	3998	-1602	-458,6	-19220
90	-0,01	-111,28	-5410,94848	23050,64	22939,36	0,30	120,11	22939,67	-21852	-2365	295,4	-19220
120	-0,01	-111,28	-4396,39564	18728,65	18617,37	0,26	4734,31	18617,42	-16258	-1236	345,6	-19220
150	-0,01	-111,28	-223,20162	950,84	839,56	0,15	125,00	839,42	654	-7856	262,3	-19220
180	-0,01	-111,28	2029,10568	8643,99	8532,71	0,00	0	8532,71	0	-8532	0	-19220
210	0,00	-44,51	-223,20162	950,84	906,33	-0,15	-2,37	906,23	-11258	-7258	-456,8	-19220
240	0,02	209,21	-4396,39564	18728,65	18937,86	-0,26	-85,94	18937,26	-17203	-11269	-652,3	-19220
270	0,08	892,46	-5410,94848	23050,64	23943,10	-0,30	-125,37	23943,32	20185	-10268	-568,3	-19220
300	0,27	3044,62	-1014,55284	4321,99	7366,61	-0,26	-33,43	7365,20	6265	-5623	223,5	-19220
330	1,13	12621,36	5634,15010	-12475,36	146,00	-0,15	-21,91	145,20	2420	8965	220,8	-19220
360	4,21	46882,19	8792,79128	-37457,29	9424,90	0,00	0	9424,90	0	9424	0	-19220
375	6,01	66881,41	3267,90756	-33877,24	33004,17	0,08	46,08	33004,20	25852	7856	896,6	-19220
390	3,14	34890,68	5634,15010	-12475,36	22415,32	0,15	58,68	22414,12	16254	-12365	823,5	-19220
420	0,98	10889,84	-1014,55284	4321,99	15211,83	0,26	69,03	15209,36	11203	-10236	658,3	-19220
450	0,45	5014,27	-5410,94848	23050,64	28064,91	0,30	146,95	28063,23	8623	-6352	410,5	-19220
480	0,27	3057,97	-4396,39564	18728,65	21786,62	0,26	98,86	21784,32	14520	-4325	356,8	-19220
510	0,18	2003,04	-223,20162	950,84	2953,88	0,15	7,73	2952,00	1185	-8659	185,5	-19220
540	0,10	1441,73	2029,10568	8643,99	10085,72	0,00	0	10085,72	0	-10085	0	-19220
570	0,05	551,95	-223,20162	950,84	1502,79	-0,15	-3,93	1501,32	-3652	-9658	-365,9	-19220
600	0,02	166,92	-4396,39564	18728,65	18895,57	-0,26	-85,75	18893,20	-6584	-4653	-355,6	-19220
630	0,02	166,92	-5410,94848	23050,64	23217,56	-0,30	-121,57	23215,68	-18215	-4986	-325,5	-19220
660	0,02	166,92	-1014,55284	4321,99	4488,91	-0,26	-20,37	4486,20	-2315	-2365	356,2	-19220
690	0,02	166,92	5634,15010	-12475,36	-12308,44	-0,15	32,22	-12306,03	9625	-21968	286,6	-19220
720	0,02	166,92	8792,79128	-37457,29	-37290,37	0,00	0	-37290,37	0	-37290	0	-19220



Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме.

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

PУ = Pr + Pj

Сила N, действующая перпендикулярно к оси цилиндра, называется нормальной и воспринимается стенками цилиндра, Н

N = PУ*tgв

Сила S, действующая по оси шатуна, передается кривошипу, Н

S = PУ/cosв

Силу S, приложенную к оси шатунной шейки, можно разложить на две составляющие:

- тангенциальную силу Т, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа

Т =

- силу, направленную по радиусу кривошипа, Н

К =

Результаты расчета указанных сил заносят в соответствующую графу таблицы 2.3

По данным таблицы 2.3 строят графики зависимостей Pr = f(), Pj = f(), PУ = f(), S = f(), N = f(), К = f(), T = f().

По кривой T = f() можно выполнить оценку значения крутящего момента как одного цилиндра, так и двигателя в целом.

Крутящий момент, Н*м

Мкр = T*R

Суммарный крутящий момент будет периодически изменяться через

И = 720/і = 720/6 = 120о.

При графическом построении кривой МкрУ кривая Мкр = f() одного цилиндра разбивается на число участков, равное 720/і. Все участки кривой сводятся в один и суммируются. Результирующая кривая показывает изменение суммарного крутящего момента двигателя в зависимости от угла поворота коленвала.

Табл. 2.4 Суммарный крутящий момент

	М1	М2	М3	М4	М5	М6	М7	М8	Мсумм
0	0,00	295,92	0,00	-356,14	-3,67958Е-13	603,4506856	2,84584Е-13	-312,6097118	230,62
30	-651,27	474,70	-265,23	170,44	674,7216252	613,8031809	-278,4236774	343,1999702	1081,94
60	-359,90	263,76	-488,77	168,92	300,5285316	310,5168016	-486,9146255	640,7331935	348,96
90	295,92	0,00	-356,14	0,00	603,4506856	2,84584Е-13	-312,6097118	6,37679Е-13	230,62



Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала

Силы, действующие на шатунные шейки, определяют аналитически или графическим построением.

Результирующая сила, действующая на шатунную шейку, будет равна сумме сил S и KR. Сила S может быть приведена в виде суммы, Н

S =

Так ка силы K и KR приложены в одной точке, направлены по одной оси, но могут иметь различные знаки, то необходимо брать их сумму, Н

PK = K + KR Rшш =

Диаграмма износа шатунной шейки

Для определения местоположения масляного отверстия, а также наиболее и наименее нагруженных участков поверхности шатунной шейки и прогнозирование возможного характера ее износа, строят диаграмму износа шатунной шейки. Построение выполняют в предположении, что при приложении каждого вектора Rшш к поверхности шейки, его действие равномерно распределяется на 600 по окружности в обе стороны от точки приложения силы.

После разбивки окружности на участки, лучи на принятой окружности нумеруют, а затем на нее с полярной диаграммы параллельно самому себе переносят вектор силы Rшші соответствующий тому или иному углу поворота коленвала. Причем этот вектор прикладывают к поверхности шатунной шейки только с наружной стороны.

Для упрощения расчета результирующих величин износа от действия силы Rшш при других углах поворота коленвала составляем табл. 2.5, в которой по горизонтали откладываем номера лучей, а по вертикали- углы поворота коленвала.

Определение наиболее нагруженной шейки коленвала

При расчете коренных шеек коленвала на прочность необходимо знать амплитуду крутящего момента, передаваемого валом, так как коренные шейки коленвала рассчитываются только на кручение.

Так как потребитель крутящего момента расположен со стороны маховика двигателя, то крутящий момент, снимаемый с первой коренной шейки коленвала, обычно весьма невелик, и им пренебрегаем. Принимаем углы между вспышками- 900. Расчет набегающих моментов приведен в табл. 2.6. Графики крутящих моментов цилиндров строим, исходя из векторной диаграммы вспышек (рисунок 2.3)

При правильном построении кривая набегающего момента последней коренной шейки представляет собой периодически повторяющуюся кривую суммарного крутящего момента.



3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ

3.1 Общие сведения

Площадь проходного сечения в клапане определяется из условия неразрывности потока несжимаемого газа по условной средней скорости в сечении седла при максимальном подъеме клапана на режиме номинальной частоты вращения, см2,

FКЛ =

VП СР - значение средней скорости поршня, VП СР = 9,8 м/с,

WВП - скорость газа в проходном сечении клапана, WВП = 48 м/с

FП - площадь поршня, FП = 0,00992 м2 = 99,2 см2

іКЛ - число одноименных клапанов, іКЛ = 1

FКЛ = = 20,25 см2

Учитывая, что через горловину проходит стержень клапана, ее площадь обычно принимают

FГОРЛ = (1,1…1,2) FКЛ = 1,2*20,25 = 24,30 см2

Диаметр горловины, мм

dГОРЛ = * 10 = *10 = 57,88 мм



Диаметр dГОРЛ ВП впускного клапана должно лежать в пределах

dГОРЛ ВП = (0,30…0,52) DП = 0,42*126,38 = 55,08 мм

Диаметры горловин выпускных клапанов принимают на 10-20% меньше dГОРЛ ВП

dГОРЛ ВЫП = 0,9* dГОРЛ ВП…0,8* dГОРЛ ВП = 0,85*57,88 = 49,20 мм

У современных двигателей угол наклона фаски тарелки выпускного клапана обычно принимается равным 450, а впускного клапана - 450 или 300.

Если известны FКЛ и б, то максимальная высота подъема клапана может быть определена:

при б = 450,

hКЛ = /2,22 - dГОРЛ = /2,22 - 49,6 = 13,2 мм (3.3)

3.2 Построение профиля кулачка

Построение профиля кулачка ведется от начальной окружности радиуса r0. Значение величины r0 находится в пределах

r0 = (1,5…2,5) hКЛ max /10= 2*13,2/10 = 2,64 см

Угол цРо, задающий положение этих точек, определяется из условия обеспечения принятых фаз газораспределения для проектируемого клапана:



цРо = (цПР+180+ цЗАП)/4

где цПР - угол опережения открытия впускного клапана до ВМТ, 200,

цЗАП - угол запаздывания закрытия впускного клапана после НМТ, 460,

цРо = (20+180+ 46)/4 = 61,50

Условие максимального хода толкателя hT max

hT max = hКЛ max*

где lT и lКЛ- длина плеча коромысла, прилегающая соответственно к толкателю и к клапану.

= 0,88 hT max = 13,2*0,88 = 11,6 мм

Для выпуклого кулачка значение величины r2 принимается по технологическим соображениям из условия r2 ? 1,5 мм, r2 = 3 мм

Если задаемся значением r2, то значение r1 может быть рассчитано по формуле, мм

r1 =

где б = r0 + hT max - r2 б = 29,23 мм r1 = 91,62 мм

Для обеспечения зазора в клапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом rк, меньшим, чем r0 на зазор ДS. Зазор ДS учитывает температурную и упругую деформацию элементов механизма газораспределения и принимается равным для впускных клапанов ДSВП = 0,25…0,35 мм (принимаем 0,3 мм).

Угол цР1max определяют из условия, что в точке С угол цР1 = max и цР2 = max, а hT1 = hT2

sin цР1max = б* sin цР0/( r1- r2)

цР2max = цР0 - цР1max

sin цР1max =0,29 цР1max ? 18,820 цР2max = 42,680

В зависимости от выбранного профиля кулачка и типа толкателя определяются подъем, скорость и ускорение толкателя и клапана. Для выпуклого кулачка с плоским толкателем

hT1 = (r1- r0)*(1-cosцP1); hT2 = б*cos цP2 + r2- r0;

VT1 = (r1- r0)*щK*sinцP1; VT2 = щK* б*sinцP2;

JT1 = (r1- r0)*щK2*cosцP1; JT2 = -щK2* б*cosцP2;

где hT1, VT1, JT1 - соответственно подъем, м, скорость, м/с и ускорение толкателя, м/с2 при движении его по дуге радиусом r1 от точки А к точке С,

hT2, VT2, JT2 - соответственно подъем, м, скорость, м/с и ускорение толкателя, м/с2 при движении его по дуге радиусом r2 от точки С к точке В,

щK - угловая скорость кулачка (распредвала), рад/с

щK = щ/2 = (сек-1)

цP1 и цP2 - текущие значения углов при движении толкателя по дугам окружности r1 и r2.



Таблица 3.1 Графики пути, скорости и ускорения толкателя

цP0	цP1	цP2	cosцP1 cosцP2	sinцP1 sinцP2	hT	VT	JT
0	0	-	1	0	0	0	1010,624
5	5	-	0,996194698	0,087155743	0,233695039	0,686627	1006,779
10	10	-	0,984807753	0,173648178	0,933001594	1,368029	995,2708
15	15	-	0,965925826	0,258819045	2,092597521	2,039019	976,1882
18,82	18,82	-	0,946524749	0,322631213	3,284076052	2,541742	956,581
18,82	-	42,68	0,735176407	0,677875837	3,284076052	2,541742	-353,621
31,50	-	30,00	0,866025404	0,5	7,108684661	1,874784	-416,559
41,50	-	20,00	0,939692621	0,342020143	9,261916853	1,282428	-451,993
51,50	-	10,00	0,984807753	0,173648178	10,58059508	0,651106	-473,694
61,50	-	0,00	1	0	11,02465197	0	-481,001

Задаваясь последовательно различными значениями углов цP1 и цP2, определяем значения hT, VT, JT и результаты расчета заносим в табл. 3.1.

По данным табл. 3.1 строим графики пути, скорости и ускорения толкателя.

3.3 Время-сечения клапана

Диаграмма подъема толкателя, построенная в принятом масштабе, может характеризовать также подъем клапана, если изменить масштаб по оси ординат в соответствии с соотношением плеч коромысла:

Mh КЛ = Mh Т* = 0,27 (мм/мм)

Тогда кривая подъема толкателя может быть эквивалентна диаграмме время-сечения клапана, мм2*с

= Mt*MF*FABCD

где Mt - масштаб времени, с/мм

MF - масштаб площади сечения клапана, м2/мм

MF = Mhk*2.22*dГОРЛ MF = 32,36 (мм2/мм)

FABCD = (мм2) - площадь под кривой подъема толкателя, мм2

Средняя площадь проходного сечения клапана, мм2

FКЛср = = = 1285,96 мм2 = 0,00128596 м2

где l a-d - продолжительность такта впуска по диаграмме подъема толкателя, мм. Средняя скорость потока заряда в седле клапана, м/с

W'ВП = = = 78,92 м/с

3.4 Расчет пружины клапана

Пружина клапана должна обеспечивать при всех скоростных режимах работы двигателя плотную посадку клапана в закрытом состоянии при движении толкателя по начальной окружности кулачка и постоянную кинематическую связь между клапаном, толкателем и кулачком во время движения толкателя с отрицательным ускорением.

Кинематическая связь между деталями клапанного механизма обеспечивается при условии

РПР = k*Pjr

где k - коэффициент запаса пружины: для дизельных двигателей k = 1,23..1,66, принимаем k = 1,4,

Pjr - приведенная к клапану сила инерции деталей механизма газораспределения на участке с отрицательным ускорением.

Сила инерции Pjr может быть определена по формуле, Н

Pjr = -МКЛ*JКЛr = -МКЛ*JТr*

= 1,37

где МКЛ - суммарная масса деталей клапанного механизма, приведенного к оси клапана.

Значение массы, приведенной к оси клапана, кг,

МКЛ = М'КЛ*FГОРЛ

При верхнем расположении клапанов и нижнем расположении распредвала М'КЛ = 230..280 кг/м2, принимаем 230 кг/м2

FГОРЛ = 0,002430 м2

МКЛ = 230*0,002430 = 0,56 кг

Таблица 3.2 Расчет сил инерции

Угол поворота распредвала, град	JКЛr, м/с2	РПР, Н	Pjr, Н
18,82	-353,6206153	410,36674	293,119097
31,50	-416,5591187	483,40509	345,2893509
41,50	-451,9931266	524,52526	374,6608976
51,50	-473,693552	549,70799	392,6485625
61,50	-481,0010386	558,18812	398,7057994

С помощью диаграммы hкл = f (б) получаем зависимость РПР = f (hкл) и строят характеристику пружины.

Максимальная сила упругости пружины (таблица 3.2),



РПР max = 146 Н

Минимальная сила упругости пружины

РПР min = МКЛ *k*(r0-r2)* щK2*

РПР min = 89,07 Н

Жесткость пружины

С = МКЛ *k* щK2

С = 4,77 Н/м

Предварительная деформация пружины, мм

f ПР min = = 89.07/4.77 = 18.67 мм

Полная деформация пружины, мм

fПР max = f ПР min + hкл = 18,67+13,88 = 32,55 мм

Определим основные конструктивные размеры пружины - ее средний диаметр Dср, диаметр проволоки д, число витков і, шаг витка t и длина в свободном состоянии Lcв.

Средний диаметр Dср обычно принимается по конструктивным соображениям в зависимости от диаметра горловины клапана

Dср = (0,7…0,9)*dгорл = 42,56 мм

Принимаем Dпр = 42,56 мм. Диаметр проволоки д = 4мм, принимаем дпр = 4мм.

По принятым значениям Dпр, дпр и характеристике пружины определяют число ее рабочих витков

Ірв =

где G - модуль упругости второго рода, G = 8,0..8,3 МН/см2,

РПР max - усилие пружины, Н, дпр, fПР max, Dпр - выражены в сантиметрах.

Ірв = = 7,09

Полное число витков пружины

Іп = Ірв +2 =9

Значение величины Іп обычно лежит в пределах Іп = 8…12. Шаг витка свободной пружины, мм

t = дпр +Дmin+

где Дmin - наименьший зазор между витками пружины при полном открытии клапана, Дmin = 0,3 мм

t = 8,615 мм

Длина пружины при полном открытии клапана, мм



L ПР min = Іп* дпр + Ірв* Дmin = 38.5 мм

При закрытом клапане, мм

L ПР 0 = L ПР min + hкл max = 52.38мм

Длина свободной пружины, мм

L СВ = L ПР min + f ПР min = 69 мм

Максимальное касательное напряжение, возникающее в пружине

фmax = = 478.87 МН/м2

где K' - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжения по сечению витка пружины и зависящий от отношения Dпр/ дпр.

При Dпр/дпр = 5…12 значения K' будут соответственно в пределах K'=1,1…1,3.

Значение величины фmax обычно может находиться в пределах 450...600 МН/м2.

Минимальное напряжение, возникающее в пружине при закрытом клапане, МН/м2

фmin = = 170.31 МН/м2

Запас прочности пружины

nф =



где бф - коэффициент приведения ассиметричного цикла к равноопасному симметричному.

Для пружинной проволоки бф = 0,18…0,20, ф-1 = 300..400 МН/м2

фak = = 54.37 МН/м2

фm = = 224.5 МН/м2

nф = = 3,61

Во избежание резонанса собственных колебаний пружины с вынужденными определяется частота свободных колебаний пружины

nc = 2.17*107* = 6758 (1/мин)

Отношение частоты свободных колебаний пружины nc к частоте вращения распредвала nпр не должно равняться целому числу

# 1,2,3…

= = 9,32



ВИСНОВОК

У курсовій роботі розроблено конструкцію перспективного двигуну.

Двигун має наступні технічні характеристики:

1. Дизельний, 4-х тактний з V-подібним розміщенням циліндрів (кут розвалу циліндрів - 900)

2. Кількість циліндрів - 6

3. Номінальна потужність двигуна - 135 кВт

4. Номінальна частота обертання колінчастого валу 2100 хв-1

5. Ступінь стиснення - 16,6

6. Габаритні розміри, мм 1445х1045х1001



БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учебн. пособие для ВУЗов/ А.И. Колчин, В.П. Демидов - М.:Высш школа,2002-496 с

2. Колчин А.И. В.П. Демидов Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учебн. пособие для ВУЗов- М.:Высш школа, 1971 -336 с

3. Методичні вказівки до вибору параметрів ДВЗ у курсових та дипломних проектах. Частина 1: двигуни виробництва країн СНД (для студентів спеціальностей 7.090258 «Автомобілі та автомобільне господарство», 7.090214 «Підйомно-транспортні, будівельні, дорожні машини та обладнання» денної форми навчання) / Укл. С.А Горожанкін, І.М. Лівенцов, А.В. Чухаркін -Макіївка, ДонНАБА, 2004-52с

Размещено на Allbest.ru