Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования

«Воронежская государственная лесотехническая академия»

Кафедра автомобилей и тракторов

Курсовой проект

по дисциплине «Автомобильные двигатели»

Модернизация двигателя путём форсирования по номинальной частоте вращения коленчатого вала

Студент Иванов И.И.

Руководитель курсового проекта доцент Новиков А.И.

Воронеж

ЗАДАНИЕ

«Модернизация двигателя __________ путём форсирования по номинальной частоте вращения коленчатого вала»

№ п/п	Параметр	Единицы измерения	Значение
1	Модель проектируемого двигателя		Д-245.12М
2	Тип проектируемого двигателя	Дизельный, горизонтальный, 6- цилиндровый, 4-тактный, с наддувом и промежуточным охлаждением надувочного воздуха
3	Число (i) и расположение цилиндров	-	6Р, горизонтальное
4	Порядок работы цилиндров	-	1-5-3-6-2-4
5	Диаметр цилиндра (D)	мм (м)
6	Ход поршня (S) S = D	мм (м)
7	Степень сжатия (е)	-
8	Номинальная мощность (Nе н)	кВт
9	Номинальная частота вращения (nн)	мин -1
10	Коэффициент приспособляемости (Кпр)	-	1,18
11	Наличие наддува (есть, нет)	-	Есть
12	Промежуточное охлаждение наддувочного воздуха (есть. нет)	-	Есть
13	Температура воздуха на впуске (Тк)	К	333
14	Давление на впуске (рк)	МПа	0,12
15	Коэффициент избытка воздуха (б)	-	1,3
16	Степень повышения давления	-	1,5
17	Расчётное давление конца сгорания (pz)	МПа	11,0
18	Эффективный КПД (Юе max)	-	0,41
19	Минимальный удельный эффективный расход топлива (ge min), ge min=81,8/ Юе max	г/кВт ч	207
20	Марка топлива	ДТ (Л,З)
21	Назначение двигателя	автобусы

Содержание

Введение

1. Техническая характеристика двигателя-прототипа. Краткий анализ его недостатков

2. Выбор исходных данных для проведения теплового, силового и прочностного расчётов. Расчёт характерных диаметров деталей КШМ

3. Тепловой расчёт

3.1 Процесс впуска

3.2 Процесс сжатия

3.3 Процессы сгорания и расширения

3.4 Процесс выпуска

3.5 Индикаторные показатели рабочего цикла

3.6 Эффективные показатели работы двигателя

3.7 Основные параметры двигателя

3.8 Тепловой баланс

4. Кинематический и динамический анализ кривошипно-шатунного механизма

4.1 Расчёт и построение кривой перемещения поршня

4.2 Расчёт и построение кривой скорости поршня

4.3 Расчёт и построение кривой удельных сил инерции

4.4 Расчёт и построение суммарной кривой давления газов и удельных сил инерции

4.5 Расчёт и построение кривой крутящего момента одного цилиндра

4.6 Расчёт и построение кривой крутящего момента двигателя в целом

5. Уравновешивание двигателя

6. Расчёт деталей поршневой и шатунной групп на прочность

6.1 Расчёт деталей поршневой группы

6.1.1 Расчёт сил

6.1.2 Расчёт цилиндра

6.1.3 Расчёт поршня

6.1.4 Расчёт поршневого пальца

6.2 Расчёт деталей шатунной группы

6.2.1 Расчёт поршневой головки шатуна

6.2.2 Расчёт стержня и кривошипной головки шатуна

6.2.3 Расчёт шатунных болтов

7. Сравнительная оценка разработанного двигателя по отношению к прототипу

Список использованных источников

Приложение А. Внешняя скоростная характеристика двигателя

Введение

Особенности и тенденции развития конструкций автомобильных двигателей полностью определяется требованиями, предъявляемыми к автомобилям промышленностью и потребителями. Эти требования сводятся к обеспечению максимальной производительности автомобиля, минимальной стоимости перевозок при надежной и безопасной их работе. Основные требования, предъявляемые к автомобильным двигателям, следующие:

1. Развитие необходимой мощности двигателя при различных скоростях движения автомобиля, обладание хорошей приемистостью при трогании автомобиля с места и при изменении его рабочих режимов.

2. Максимально возможная экономичность на всех режимах работы.

3. Простота конструкции, упрощающая условия выпуска и последующих ремонтов автомобильных двигателей и облегчающая условия их обслуживания и эксплуатации.

4. Низкая производственная стоимость автомобильных двигателей, снижение их веса.

5. Возможно меньший удельный и литровый вес двигателя, достигаемые без снижения надежности и долговечности его работы.

6. Малые габаритные размеры.

7. Максимально целесообразное уравновешивание двигателя и необходимая равномерность хода, высокая надежность и долговечность работы.

В соответствии с перечисленными требованиями конструкции автомобильных двигателей развиваются и совершенствуются в направлениях максимального их соответствия условиям эксплуатации, повышения экономичности и снижения себестоимости.

Линию развития современных автомобильных двигателей можно охарактеризовать следующим образом: увеличение литровой мощности двигателя при одновременном уменьшении его веса и габаритов и повышении экономичности. Для автомобильных двигателей это достигается, главным образом, за счет увеличения числа клапанов ГРМ, наддува, охлаждения надувочного воздуха, регулирования фаз газораспределения и высоты подъёма клапанов, изменения длины впускного коллектора, применения системы «турбокомпаунд», перехода на впрыскивание бензина непосредственно в цилиндр, электронного (микропроцессорного) управления как топливной аппаратурой, так и двигателем в целом.

1. Техническая характеристика двигателя-прототипа.
Краткий анализ его недостатков

Модель

Тип

Число и расположение цилиндров

Диаметр цилиндра и ход поршня, мм

Рабочий обьём, л

Степень сжатия

Номинальная мощность, кВт

Номинальная частота вращения, мин^-1

Максимальный крутящий момент (М_{е мах}), Нм

Частота вращения коленчатого вала при М_{е мах}, мин^-1 (0,55…0,72) n_н

Коэффициент приспособляемости (К_пр)

Минимальный удельный эффективный расход топлива (g_{e min}), г/кВт ч

Частота вращения коленчатого вала при g_{e min}, мин^-1 (0,6…0.7) n_н

Минимальная устойчивая частота вращения на холостом ходу, мин^-1

Число клапанов на цилиндр

Наличие наддува

Топливо

Масса незаправленного двигателя, кг

Показатели работы двигателя не отвечают современным требованиям к литровой мощности, удельной массе, экономичности и токсичности отработавших газов автомобильных дизелей. Данный двигатель устарел, так как он не имеет систему промежуточного охлаждения наддувочного воздуха, систему фаз газораспределения, систему регулирования длины впускного трубопровода, не имеет микропроцессорного управления топливоподачей и двигателем в целом. Кроме этого, двух клапанов на цилиндр для современного двигателя недостаточно.

2. Выбор исходных данных для проведения теплового, силового и прочностного расчётов. Расчёт характерных диаметров деталей КШМ

Исходные данные для теплового расчёта берём из таблицы 1.

Расчёт значений характерных диаметров проводим следующим образом:

Диаметр цилиндра (по заданию) D =______ мм = _______ м.

Наружный диаметр поршневого пальца d_п ,м = 0,31 D =

Внутренний диаметр поршневого пальца d_в, м =0,55 d_п =

Наружный диаметр втулки поршневой головки шатуна d_вт, он же внутренний диаметр поршневой головки шатуна d_впг, м, d_вт= d_п+4 =

Наружный диаметр поршневой головки шатуна d_пг, м = d_вт+12 = .

Наружный диаметр шатунного болта d_б , м, по прототипу d_б =_______.

Исходные данные для расчёта сил берём согласно таблице 2.

Исходные данные для расчёта цилиндра, поршня, поршневого пальца, поршневой головки шатуна, стержня и кривошипной головки шатуна, шатунных болтов принимаем согласно таблицам 3-8 соответственно.

Расчёты данных производим на компьютере по программам, разработанным на кафедре автомобилей и тракторов ГОУ ВПО «ВГЛТА». Результаты расчётов представлены в приложении А.

Таблица 1 - Исходные данные для теплового расчёта

	Параметр	Значение
1	Номинальная эффективная мощность, кВт
2	Номинальная частота вращения, мин-1
3	Число цилиндров
4	Низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг	42500
5	Температура воздуха на впуске, К	333
6	Давление воздуха на впуске, МПа	0,12
7	Количество углерода в 1 кг топлива, кг	0,87
8	Количество водорода в 1 кг топлива, кг	0,126
9	Количество кислорода в 1 кг топлива, кг	0,004
10	Количество азота в 1 кг топлива, кг	-
11	Молекулярная масса бензина, кг/кмоль	-
12	Показатель политропы сжатия	1,37
13	Показатель политропы расширения	1,22
14	Ход поршня, мм
15	Коэффициент избытка воздуха	1,3
16	Отношение S/D	1,2
17	Степень сжатия	15
18	Степень повышения давления	1,5
19	Коэффициент скругления индикаторной диаграммы	0,94
20	Коэффициент тактности	4
21	Теплоёмкость отработавших газов, кДж/кмоль??	32
22	Теплоёмкость свежего заряда, кДж/кмоль??	29
23	Масштаб хода поршня, мм/мм	1
24	Масштаб давления индикаторной диаграммы, МПа/мм	0,05

Таблица 2 - Исходные данные для расчёта сил

	Параметр	Единицы измерения	Значение
1	Расчётное давление конца сгорания (pz)	МПа	11
2	Диаметр цилиндра (D)	м
3	Ход поршня (S)	м
4	Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (л)	-	0,25
5	Масса поршневого комплекта	кг	150?D2 =
6	Масса шатунной группы	кг	200?D2 =
7	Число шатунных болтов	-	2
8	Расчётная частота вращения коленчатого вала (номинальная)	мин-1

Таблица 3 - Исходные данные для расчёта цилиндра

	Параметр	Единицы измерения	Значение
1	Диаметр цилиндра (D)	м
2	Расчётное давление конца сгорания (pz)	МПа	11
3	Материал цилиндра	-	СЧ 32-52
4	Допустимое напряжение разрыва	МПа	73,6
5	Перепад температур в стенке цилиндра	К	110
6	Схема цилиндра	-	1

Таблица 4 - Исходные данные для расчёта поршня

№ п/п	Параметр	Единицы измерения	Значение
1	Сила Р1 (из расчёта сил)	МН
2	Сила Р2 (из расчёта сил)	МН
3	Сила РЗ (из расчёта сил)	МН
4	Материал поршня		АК8
5	Предел прочности	МПа	450
б	Допустимое напряжение изгиба	МПа	45
7	Допустимое напряжение сжатия- разрыва	МПа	45
8	Допустимое напряжение среза	МПа	27
9	Допустимое напряжение в верхней межкольцевой перемычке	МПа	45
10	Максимальное действительное давление цикла (Pzд) (определяется по величине расчётного давления конца сгорания Рz).	МПа	Pzд = Рz = 11

Таблица 5 - Исходные данные для расчёта поршневого пальца

№ п/п	Параметр	Единицы измерения	Значение
1	Тип двигателя	-	2
2	Степень форсировки двигателя	-	6
3	Диаметр цилиндра (D)	м
4	Материал поршневого пальца	-	сталь 12ХНЗА
5	Предел прочности материала	МПа	950
6	Допустимое напряжение изгиба	МПа	323
7	Допустимое напряжение среза	МПа	171
8	Сила Р4 (из расчёта сил)	МН
9	Наружный диаметр поршневого пальца (dп)	м
10	Длина втулки шатуна (из расчёта поршня)	м

Таблица 6 - Исходные данные для расчёта поршневой головки шатуна

№ п/п	Параметр	Единицы измерения	Значение
1	Степень форсировки двигателя	-	6
2	Диаметр цилиндра (D)	м
3	Материал шатуна	-	сталь 45ХНМА
4	Предел прочности	МПа	1100
5	Предел текучести	МПа	850
6	Предел усталости при растяжении - сжатии	МПа	370
7	Предел усталости при изгибе	МПа	600
8	Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (л)	-	0,25
9	Длина головки шатуна (из расчёта поршня)	м
10	Сила Р5 (из расчёта сил)	МН
11	Сила Р6 (из расчёта сил)	МН
12	Наружный диаметр поршневого пальца (dП)	м
13	Ход поршня (S)	м

Таблица 7 - Исходные данные для расчёта стержня и кривошипной головки шатуна

№ п/п	Параметр	Единицы измерения	Значение
1	Диаметр цилиндра (D)	м
2	Внутренний диаметр поршневой головки (dвт)	м
3	Длина шатуна (L=2S)	м
4	Сила Р7 (из расчёта сил)	МН
5	Сила Р8 (из расчёта сил)	МН
6	Сила Р6 (из расчёта сил)	МН
7	Сила Р9 (из расчёта сил)	МН
8	Материал шатуна	-	сталь 40ХНМА
9	Предел прочности	МПа	1100
10	Предел текучести	МПа	850
11	Предел усталости при растяжении-сжатии	МПа	370
12	Предел усталости при изгибе	МПа	600

Таблица 8 - Исходные данные для расчёта шатунных болтов

№ п/п	Параметр	Единицы измерения	Значение
1	Угол разъёма кривошипной головки	радиан	0
2	Сила R1 (из расчёта сил)	МН
3	Сила R2 (из расчёта сил)	МН
4	Число шатунных болтов	-	2
5	Материал болта	-	сталь 40ХНМА
6	Предел прочности материала	МПа	1100
7	Предел текучести материала	МПа	850
8	Предел усталости при растяжении-сжатии	МПа	390

3. Тепловой расчёт

Тепловое состояние, угол опережения и характеристика впрыска топлива, тип смесеобразования, частота вращения, степень сжатия, качество и давление впрыскиваемого топлива, а также тип, регулировка и техническое состояние топливной аппаратуры, широкий диапазон изменения коэффициента избытка воздуха вследствие качественного регулирования мощности и другие факторы оказывают существенное влияние на процесс сгорания дизелей. Это является причиной затруднений в предварительной оценке продолжительности фаз сгорания и определяет особенности излагаемой ниже методики классического теплового расчета рабочего процесса дизелей.

3.1 Процесс впуска

Давление окружающей среды ,

Температура окружающей среды Т₀=293К

Давление и температура Т_к перед впускными органами:

если двигатель без наддува

Р_к=Р₀, Т_к=Т_о;

если двигатель с наддувом

,

,

,

где - степень наддува, - охлаждение наддувочного воздуха

Давление остаточных газов, МПа:

Температура остаточных газов,

Коэффициент наполнения

,

где А₂=0,88 для дизелей, газодизелей без наддува, А₂=0,93 для дизелей с наддувом.

Коэффициент остаточных газов

.

Действительный коэффициент молекулярного изменения

;

Количество рабочей смеси, кмоль/кг топлива

.

Теплоемкость свежего заряда, кДж/(кмольК)

Теплоемкость остаточных газов, кДж/(кмольК):

при

,

при

Состав (доли) рабочей смеси:

свежий заряд ,

Остаточные газы .

Предварительно:

Температура рабочей смеси в конце впуска, К:

Теплоемкость свежей смеси при Т_а, кДж/(кмоль·К)

Теплоемкость остаточных газов при Т_а, кДж/(кмоль·К):

если :

если

Теплоемкость рабочей смеси при Т_а, кДж/(кмоль·К):

Окончательно:

Давление в конце впуска, МПа

.

3.2 Процесс сжатия

Предварительно:

Показатель политропы сжатия

- при жидкостном охлаждении

- при воздушном охлаждении

Температура конца сжатия:

Теплоемкость свежей смеси при Т_с, кДж/(кмоль·К):

Теплоемкость остаточных газов при Т_с, кДж/(кмоль·К):

если

если

Теплоемкость рабочей смеси при Т_с, кДж/(кмоль·К):

Показатель адиабаты сжатия:

Температура конца адиабатического сжатия, К

Теплоемкость свежей смеси при Т_с, кДж/(кмоль·К):

Теплоемкость остаточных газов при Т_с, кДж/(кмоль·К):

если

если

Теплоемкость рабочей смеси при Т_с, кДж/(кмоль·К):

Показатель адиабаты сжатия:

Окончательно:

Показатель политропы сжатия при жидкостном охлаждении дизеля

Давление конца сгорания:



Температура конца сжатия, К

Теплоемкость свежей смеси при Т_с, кДж/(кмоль·К):

Теплоемкость остаточных газов при Т_с, кДж/(кмоль·К):

если

если

Теплоемкость рабочей смеси при Т_с, кДж/(кмоль·К):

3.3 Процессы сгорания и расширения

двигатель автомобиль цилиндр поршень

Процесс сгорания

Потери теплоты из-за неполного сгорания углеводородных топлив при < 1, кДж/кг топлива:

при _.

Потери теплоты из-за диссоциации продуктов сгорания, окисления азота и выброса в атмосферу несгоревших углеводородов и сажи (у дизелей), кДж/кг топлива:

- однокамерных дизелей при

;

- вихрекамерных, предкамерных дизелей, газодизелей при

.

Теплота сгорания рабочей смеси, кДж/кмоль:

Коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания:

;

где значения g₁ и g₂ берем из справочной литературы в соответствии с типом смесеобразования.

Степень повышения давления дизелей, газодизелей:

Значения берем из справочной литературы в соответствии с типом смесеобразования. Продолжительность основной фазы сгорания двигателей с искровым зажиганием, градусов поворота коленчатого вала

Теплоемкость продуктов сгорания при температуре газов выше 1773 К, кДж/(кмоль.К):

при .

при

Определяем промежуточную функцию С₂. Для дизеля (газодизеля)

Определяем промежуточную функцию С₃

Температура конца видимого сгорания, К

;

Степень предварительного расширения дизеля, газодизеля

.

Степень последующего расширения:

.

Давление газов в конце видимого сгорания, МПа

.

Процесс расширения

Коэффициент доиспользования теплоты в процессе расширения (для дизелей, газодизелей)

.

Теплоемкость продуктов сгорания в начале расширения, кДж/(кмоль·К):

при :

.

при

Предварительно:

показатель политропы расширения дизеля, газодизеля

.

Температура газов в конце расширения, К:

.

Теплоемкость продуктов сгорания в конце расширения, кДж/(кмоль·К):

при

при

Показатель политропы расширения:

При необходимости уточнения величины , когда полученное значение отличается от ранее принятого значения более чем на 0,005, расчеты повторяем, т.е. повторно рассчитываем и т.д.

3.4 Процесс выпуска

Окончательно, после уточнения :

Температура конца расширения, К:

,

давление конца расширения, МПа:

.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов

Температура остаточных газов не должна отличаться от ранее принятой более чем на 5 %, иначе необходимо ее изменить и снова повторить расчёт.

3.5 Индикаторные показатели работы двигателя

- мощность, кВт, ,

- КПД, ,

где - плотность воздуха перед впускными органами, кг/м³;

- удельный расход топлива, г/(кВтч),

3.6 Эффективные показатели работы двигателя

- среднее эффективное давление, МПа, ,

где ,

- эффективная мощность, кВт, ,

- КПД механический, ,

- КПД эффективный, ,

- эффективный удельный расход топлива, г/(кВтч), ,

- часовой расход топлива двигателем, кг/ч, .

3.7 Основные параметры двигателя

Расчетная мощность задана, поэтому S, Д, L₁ определяем в следующей последовательности.

Задаемся значением хода поршня S,дм. Средняя скорость поршня в первом приближении, м/с, .

Условное среднее давление механических потерь, МПа,

,

где а и в - постоянные коэффициенты, выбираемые из таблицы 9.

Среднее эффективное давление, МПа

.

Рабочий объем цилиндра, л,

,

где - коэффициент тактности, равный 4 для 4-тактного и 2 для 2-тактного двигателя.

Диаметр цилиндра, дм

Ход поршня, дм

Средняя скорость поршня во втором приближении, м/с

Таблица 9- Коэффициенты для расчета мехпотерь

Двигатель	а	в
Двигатель с искровым зажиганием:
- число цилиндров i=8, k=	0,039	0,0132
	0,049 0,034	0,0152 0,0113
Дизель, газодизель с однополостной камерой сгорания	0,089	0,0118
Предкамерный дизель	0,103	0,0153
Вихрекамерный дизель	0,089	0,0135

Если отклонение превышает желаемую величину, например 0,01, то принимаем и расчет повторяем.

Иначе:

- округляем размеры S и Д до десятых четных долей мм,

- определяем длину шатуна .

При ранее известных S и D или принятых по расчету S и D (дм) определяется рабочий объем цилиндра, л

.

3.8 Тепловой баланс

Теплота, внесенная в цилиндр с топливом, Дж/с

.

Теплота, эквивалентная индикаторной мощности, Дж/с

,

Теплота, пошедшая на эффективную мощность, Дж/с

,

Потери теплоты из-за химического недожога топлива, Дж/с

.

Потери теплоты из-за диссоциации продуктов сгорания, образования окислов азота и выброса несгоревших углеводородов и сажи у дизелей

.

Потери теплоты с отработавшими газами, Дж/с

.

Потери теплоты в охлаждающую среду, Дж/с

).

Тепловой баланс двигателя, %:

, , , ,

, .

4. Кинематический и динамический анализ КШМ

4.1 Расчет и построение кривой перемещения поршня

Из справочной литературы находим мм, мм и определяем величину :

.

Поправка Брикса 00' при ходе поршня S = 120 мм, полученном из теплового расчета, равна:

мм

Масштаб принят равным 1мм/мм.

Построение кривой не требует табличных значений. Опускаем с индикаторной диаграммы два перпендикуляра, соответствующие точкам ВМТ и НМТ, делим расстояние между ними пополам и ставим точку 0. Проводим через нее полуокружность. Из точки 0 проводим тонкими линиями лучи до пересечения с полуокружностью. Углы между лучами равны 30^о. Откладываем вправо от точки 0 величину поправки Брикса ( в данном примере 7,5 мм) и ставим точку 0'. Из точки 0' проводим лучи до пересечения с полуокружностью. Эти лучи должны быть параллельны ранее проведенным линиям. В точках пересечения пишем значения углов 0, 30, 60, 90, 120, 150, 180. Через эти точки проводим вертикальные линии вверх, до пересечения с линиями политроп сжатия и расширения, и вниз до конца листа.

Отступаем от полуокружности вниз на 20…30 мм и проводим 7 горизонтальных линий, смещенных друг от друга на 10 мм. Слева сверху вниз пишем значения углов 0, 30, 60, 90, 120, 150, 180.

Точки пересечения вертикальных и горизонтальных линий, соответствующих одним и тем же углам, соединяем плавной кривой. Работа закончена.

Пример построения кривой перемещения поршня представлен на рисунке 1.

Рисунок 1 - Пример построения кривой перемещения поршня

4.2 Расчёт и построение кривой скорости поршня

Величина угловой скорости рассчитывается по формуле:

, с^-1,

Мгновенная скорость поршня:

, м/с.

Мгновенные значения скорости поршня получаем как результат произведения постоянной величины на значения выражения в скобках. Числовые значения выражения приведены ниже в табл.11.

По заданию n = 2505 мин^-1, из теплового расчета S = 120 мм = 0,12м.

В этом случае:

Таблица 10 - Значения выражения для различных и углов поворота коленчатого вала

	Знак	Значения () при
		0,24	0,25	0,26	0,27	0,28	0,29	0,30	0,31
0 30 60 90 120 150 180	+ + + + + + +	0,0000 0,6039 0,9699 1,0000 0,7621 0,3961 0,0000	0,0000 0,6083 0,9743 1,0000 0,7577 0,3917 0,0000	0,0000 0,6126 0,9786 1,0000 0,7534 0,3874 0,0000	0,0000 0,6169 0,9829 1,0000 0,7491 0,3831 0,0000	0,0000 0,6216 0,9872 1,0000 0,7404 0,3744 0,0000	0,0000 0,6256 0,9916 1,0000 0,7404 0,3744 0,0000	0,0000 0,6299 0,9959 1,0000 0,7361 0,3701 0,0000	0,0000 0,6342 1,002 1,0000 0,7318 0,3658 0,0000

= 0,104 2505 = 255,84 с^-1

м

м/с

Из табл. 10 переносим в табл. 11 значения выражения при = 0,25. Последовательно умножаем значения выражения на значения для указанных в табл. 12 углов и получаем значения в м/с. Делим каждое из этих значений на величину масштаба скорости и получаем значения скорости в миллиметрах. Последние необходимы для построения графика (рис. 2).

Таблица 11 - Результаты расчета скорости поршня

, град. П.К.В			, м/с		,мм
0	0	15,3	0	0,5	0
30	0,6083	15,3	9,3	0,5	18,6
60	0,9743	15,3	14,9	0,5	29,8
90	1,0	15,3	15,3	0,5	30,6
120	0,7577	15,3	11,59	0,5	23,2
150	0,3917	15,3	5,99	0,5	12
180	0	15,3	0	0,5	0

Рисунок 2 - Зависимость скорости поршня от его перемещения

4.3 Расчёт и построение кривой удельных сил инерции

Массы прототипа, совершающие возвратно-поступательное движение, кг:

кг

Диаметр цилиндра прототипа:

мм

Находим площадь поршня прототипа

мм²

Таблица 12 - Значения выражения для различных
и углов поворота коленчатого вала

	Знак	Значения () при
		0,24	0,25	0,26	0,27	0,28	0,29	0,30	0,31
0 30 60 90 120 150 180	+ + + - - - -	1,2400 0,9860 0,3800 0,2400 0,6200 0,7460 0,7600	1,2500 0,9910 0,3750 0,2500 0,6250 0,7410 0,7500	1,2600 0,9960 0,3700 0,2600 0,6300 0,7360 0,7400	1,2700 1,0010 0,3650 0,2700 0,6350 0,7310 0,7300	1,2800 1,0060 0,3600 0,2800 0,6400 0,7260 0,7200	1,2900 1,0110 0,3550 0,2900 0,6450 0,7210 0,7100	1,3000 1,0160 0,3500 0,3000 0,6500 0,7160 0,7000	1,3100 1,0210 0,3450 0,3100 0,6550 0,7110 0,6900

Из результатов теплового расчета выписываем диаметр цилиндра проектируемого двигателя (здесь он принят равным 105 мм)

мм

Находим площадь поршня проектируемого двигателя:

мм²

Подсчитываем отношение площади поршня проектируемого двигателя к площади поршня прототипа:

.

Подсчитываем подвижные массы проектируемого двигателя:

кг

Определяем значения постоянного коэффициента К:

Из табл. 12 перенесем в табл.13 значения выражения при =0,25

Таблица 13 - Результаты расчета удельных сил инерции

, град.п.к.в.		К	, МПа		мм
0 360 360 720	1,25	1,1	-1,375	0,05	-27,5
30 330 390 690	0,991	1,1	-1,1	0,05	-21,8
60 300 420 660	0,375	1,1	-0,41	0,05	-8,25
90 270 450 630	-0,25	1,1	0,275	0,05	5,5
120 240 480 600	-0,625	1,1	0,69	0,05	13,75
150 210 510 570	-0,741	1,1	0,82	0,05	16,3
180 180 540 540	-0,75	1,1	0,83	0,05	16,5

Последовательно умножаем значения выражения на величину К для указанных в таблице углов и получаем значения в МПа. Делим каждое из полученных значений на величину масштаба , получаем значения удельных сил инерции в миллиметрах и строим кривую (рис.3).

Рисунок 3 - Пример построения кривой удельных сил инерции

4.4 Построение суммарной кривой давления газов и удельных сил инерции

Суммарная удельная сила равна

Суммирование производится графически. Очень удобно делать это с помощью измерителя. В каждой точке (0, 30, … 720⁰) измеряется расстояние от линии до кривой и эта величина откладывается от кривой вниз и вверх. Обращаем Ваше внимание на то, что при 0⁰ точка суммарной кривой лежит выше кривой , в точках 30⁰…210⁰ - ниже , а в точках 270⁰…720⁰ - выше кривой . Форма кривой приведена на рис.3.

4.5 Расчёт и построение суммарной кривой крутящего момента одного цилиндра

Крутящий момент строим под развернутыми диаграммами удельных сил и рассчитываем по формуле:

,

где - ордината кривой , мм.

Сначала подсчитываем величину коэффициента К, не зависящую от угла поворота коленчатого вала:

,

где нужно подставлять в м², а - в м.

Величина К для дизелей чаще всего равна 13…53 (меньше цифры относятся к малым S и D).

Значения суммарной силы , измеренные по кривой развернутой диаграммы (рис.4). Единица измерения - мм. Величина для любого угла определяется как расстояние от линии давления до кривой . Обязательно учитываем знаки «-» , если и «+» , если .



Рисунок 4 - Свернутые (в координатах ) и развернутые (в координатах ) индикаторные диаграммы, а также кривые удельных сил инерции () и удельных суммарных сил ():а - для низкооборотного двигателя; б - для высокооборотного двигателя.

Определяем значение постоянного коэффициента К:

С листа графической части курсового проекта перенесем в табл. 15 значения суммарной силы в мм, измеренные при указанных во втором столбце углах. А также соответствующие значения при = 0,25.

Последовательно умножаем значения на значения и К. Заносим полученные результаты в столбец . Делим максимальную величину на 80 и получаем величину масштаба крутящего момента: 889/80 = 11,1. Округляем и окончательно принимаем = 10. Делим каждое из значений на 10 и заносим в столбец , мм. Строим кривую . Сравниваем ее форму с кривой на рис. 5. В случае грубых отклонений проверяем знаки перед множителями , и перед результатом, т.е. .

Таблица 14 - Результаты расчета крутящего момента одного цилиндра дизеля Д-245.12

№№ пп	Угол поворота, к.в.	К	, мм			,мм
1	2	3	4	5	6	7
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25	0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720	26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26 26	-27 -24 -11 8 16 17 18 17 16 9 -3 -4 61 55 35 12 16 25 29 27 21 7 -7 -20 -27	0 0,609 0,976 1 0,756 0,391 0 -0,391 -0,756 -1 -0,976 -0,609 0 0,609 0,976 1 0,756 0,391 0 -0,391 -0,756 -1 -0,976 -0,609 0	0 -379,6 -278,2 208 314,6 171,6 0 -171,6 -314,6 -234 75,4 62,4 0 871 889,2 312 314,6 254,8 0 -275,6 -413,6 -182 176,8 317,2 0	0 -38,0 -27,8 20,8 31,5 17,2 0 -17,2 -31,5 -23,4 7,5 6,2 0 87,1 88,9 31,2 31,5 25,5 0 -27,6 -41,4 -18,2 17,7 31,7 0

Рисунок 5 - Графики измерения суммарной силы, действующей на поршень, и крутящего момента одного цилиндра в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

4.6 Расчёт и построение кривой крутящего момента двигателя в целом

Рассчитываем крутящий момент двигателя в целом. Для этого выписываем заносим в него ординаты крутящего момента из табл. 14.

Суммируем значение ординат крутящих моментов в каждой строчке и записываем результат в крайний правый столбец таблицы. На его основе строим кривую . При этом точки 1 и 7 представляют собой начало и конец одного цикла, т.е. одну точку.

При построении кривых крутящего момента ординаты точек соединяем плавно, без резких скачков. Пример выполнения кривых суммарного крутящего момента приведен на рис. 6.



Рисунок 6 - Форма кривых суммарного крутящего момента двигателя

в целом для числа цилиндров:

Таблица 15 - Результаты расчета зависимости крутящего момента двигателя Д-245.12 от угла поворота коленчатого вала

Число цилиндров	Точка	Углы, при которых суммируются ординаты крутящего момента			Значения ординат крутящего момента одного цилиндра при соответствующем угле поворота коленчатого вала	Сумма ординат, мм
4	1 2 3 4 5 6 7	0 180 360 540 30 210 390 570 60 240 420 600 90 270 450 630 120 300 480 660 150 330 510 690 180 360 540 720			0 0 0 0 -38,0 -17,2 87,1 -27,5 -27,8 -31,5 88,9 -41,4 20,8 -23,4 31,2 -18,2 31,5 7,5 31,5 17,7 17,2 6,2 25,5 31,7 0 0 0 0	0 4,3 -11,8 10,4 88,2 80,6 0

5..Уравновешивание двигателя

Во время работы двигателя при перемещении деталей кривошипно-шатунного механизма возникают, как известно, сила инерции первого порядка возвратно движущихся масс; сила инерции второго порядка возвратно движущихся масс; центробежная сила инерции неуравновешенных вращающихся масс, а также моменты от всех этих сил инерции.

Все эти силы и моменты, если их не уравновесить, достигают иногда очень больших значений. Они воздействуют на отдельные детали и их сочленения, передаются блоку двигателя и раме автомобиля, расшатывают крепления и способствуют разрушению автомобиля. Кроме того, вибрации, вызываемые периодически действующими силами и моментами, понижают мощность, а следовательно, и экономичность двигателя. Вследствие этого вопрос уравновешивания двигателя является чрезвычайно важным.

Гораздо проще уравновесить многоцилиндровые двигатели с симметричной схемой коленчатого вала, т. е. в которых возвратно-поступательно движущиеся массы расположены симметрично. В этом случае поршневая группа одного цилиндра уравновешивает поршневую группу другого. Однако для этого необходимо определенное расположение цилиндров и кривошипов коленчатого вала.

Шестицилиндровый рядный двигатель полностью уравновешен. При симметричной схеме коленчатого вала с шестью кривошипами через 120⁰ силы инерции и моменты от сил инерции первого и второго порядков уравновешены. Однако в этом случае длина коленчатого вала такова, что возникают сильные крутильные колебания. Поэтому на переднем конце коленчатого вала обычно устанавливают гаситель крутильных колебаний. Гаситель представляет собой небольшой маховичок, соединенный с передним концом коленчатого вала через резиновую прокладку, внутреннее трение которой обеспечивает подавление колебаний носка коленчатого вала.

6. Расчёт деталей поршневой и шатунной групп на прочность

6.1 Расчёт деталей поршневой группы

6.1.1 Расчет сил

Сила давления газов на поршень, МН

.

Постоянная для данной частоты вращения п

Сила инерции, разрывающая поршень по канавке под маслосъемное кольцо, МН

.

Нормальная сила, действующая на поршень, МН

.

Сила, действующая на поршневой палец, МН

.

Сила разрывающая верхнюю (поршневую) головку шатуна, МН

.

Сила сжатия шатуна в месте перехода его поршневой головки в стержень, МН

.

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс, МН

,

где - масса шатуна, отнесенная к его поршневой головке.

Сила, сжимающая среднее сечение стержня шатуна, МН

Сила, растягивающая среднее сечение стержня шатуна, МН

Сила инерции, действующая на шатунный болт, МН

Максимальная нагрузка на шатунный болт, МН

,

где - число шатунных болтов.

Максимальная нагрузка на шатунный болт, МН

6.1.2 Расчет цилиндра

Исходя из формул Ляме рассчитываем минимальную толщину стенки цилиндра:

;

где: - допустимое напряжение, МПа (см. исходные данные).

Внутренний радиус цилиндра .

Наружный радиус цилиндра .

Напряжения от действия давления газов на цилиндр по формулам Ляме:

,

( - наружный, - внутренний радиус цилиндра, v = 0,3 - коэффициент прочности для чугуна).

Гильза с нижней опорой

;

Если условие прочности не соблюдается, то расчеты повторяются при

, м.

Определяется термическое напряжение:

,

где: Е - модуль упругости, МПа (для чугуна 1,0 10⁵);

- коэффициент линейного расширения чугуна;

- перепад температур в стенке (см. исходные данные);

коэффициент Пуассона для чугуна.

Суммарное напряжение на наружной поверхности цилиндра:

не должно прувышать 100…300 МПа (для чугуна).

Если это условие не выполняется, то расчеты повторяются при

, м.

6.1.3 Расчет поршня

По соответствующим таблицам принимаются размеры элементов поршня за исключением толщины днища, отверстия под поршневой палец в бобышках и высоты поршня.

Толщина днища поршня

где: - допустимое напряжение изгиба (см. исходные данные);

- внутренний радиус головки поршня.

Наружный диаметр поршневого пальца (диаметр отверстия в бобышках):

,

где: - длина опоры поршневого кольца в бобышке;

- длина опоры поршневого пальца в верхней (поршневой) головке ша-

туна;

= 15…50 МПа - рекомендуемое давление пальца на бобышки;

= 20…60 МПа - рекомендуемые давления пальца на втулку верхней головки шатуна (рекомендуемые давления выбираются в зависимости от степени форсировки двигателя).

Высота поршня:

;

где: МПа (в зависимости от степени форсировки) -условное удельное давление поршня на зеркало цилиндра.

Высота направляющей части поршня (юбки)

,

где: = 0,3…1,0 МПа (в зависимости от степени форсировки) -

удельное давление юбки на зеркало цилиндра.

Проверяются:

- канавка под маслосъемное кольцо по допустимому напряжению сжатия - разрыва (см. исходные данные):

,

.

где: - площадь поперечного сечения поршня по канавке под

маслосъемное кольцо;

- верхняя кольцевая перемычка по напряжениям среза

,

где: - толщина верхней кольцевой перемычки,

и суммарному

,

где: - напряжение изгиба

.

Принимаются:

- диаметральный зазор между головкой поршня и цилиндром в холодном состоянии

,

- диаметральный зазор между юбкой и цилиндром в холодном состоянии

.

Оцениваются эти зазоры при рабочей температуре:

,

где: , - коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра (чугуна) и поршня (алюминиевого сплава);

- диаметр головки;- диаметр юбки; = 383…388 К

(жидкостное охлаждение) и = 443…463 К (воздушное охлаждение) - рабочая температура цилиндра; = 473…723 К (жидкостное охлаждение) и = 573…873 К (воздушное охлаждение) - рабочая температура головки; = 403…473 К (жидкостное охлаждение) и = 483…613 К (воздушное охлаждение) - рабочая температура юбки; =293 К.

Примечание:

1. Верхние пределы температур для высокофорсированных двигателей наддувом.

2. Если по расчету , то увеличивают ; если , то необходимо предусмотреть мероприятия, препятствующие расширению юбки (повышенное содержание кремния, термокомпенсационные вставки), уменьшающие ее нагрев (вырезы), по профилированию поверхности (конусность, эллипсность).

6.1.4 Расчет поршневого пальца

Из расчетной формулы на изгиб [1] по допустимому напряжению изгиба находится внутренний диаметр пальца

,

где: - длина пальца, в - расстояние между бобышками, - длина опорной поверхности пальца в верхней головке шатуна, - см. исходные данные, d - наружный диаметр пальца (см. расчет поршня);

Проверяется палец на срез (по допустимому напряжению)

,

где: .

Если условие не выполняется, то расчет повторяется при

, м.

Проверяется палец на овализацию (по значениям максимальных напряжений и деформаций диаметра):

Напряжение на внешней поверхности пальца в горизонтальной плоскости, МПа

,

Напряжение на внешней поверхности пальца в вертикальной плоскости, МПа

,

Напряжение на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости, МПа

,

Напряжение на внутренней поверхности пальца в вертикальной плоскости, МПа

(если любое из этих напряжений превышает 350 МПа, то принимается м и расчеты повторяются).

Максимальная овализация (увеличение горизонтального диаметра) пальца

,

где: Е = (2,0…2,3) 10 ⁵ МПа - модуль упругости стали.

Если максимальная овализация превышает 0,02 мм, то принимается м и расчеты повторяются/

6.2 Расчёт деталей шатунной группы

6.2.1 Расчет поршневой головки шатуна

Предусмотрено предварительное определение размеров головки как:

- внутренний диаметр головки равен наружному диаметру втулки, т.е.

,

где d - наружный диаметр поршневого пальца,

- толщина бронзовой втулки; (выбирается по /1/ ;

- наружный диаметр головки

,

- длина верхней головки шатуна, принимается по /1/ ;

- 40…50 МПа - допустимое напряжение разрыва головки,

- максимальное усилие разрыва головки (см. DVS.000).

Рассчитывается сечение I-I /1/ поршневой головки на выносливость по запасу прочности, который должен быть в пределах 2,5…5,0.

Максимальное напряжение цикла, МПа

Минимальное напряжение цикла, МПа

Среднее напряжение цикла, МПа

Амплитуда цикла, МПа

Считаются:

Отношение ,

где: - предел усталости при растяжении - сжатии;

- предел текучести (см. исходные данные).

Отношение

Эффективный коэффициент концентрации:

,

где: - предел прочности материала (см. исходные данные);

Амплитуда цикла с учетом концентрации напряжений, размеров детали и качества поверхностей, МПа:

;

Отношение .

Определяется запас прочности п1 сечения I-I:

Если В2 В1, то

,

иначе .

Если запас прочности , то принимается

, м,

если запас прочности , то принимается

, м,

и расчеты повторяются.

Определяется запас прочности сечения А-А.

Принимают максимальный натяг бронзовой втулки (по посадке) , среднюю температуру подогрева головки и втулки Т = (100…200)К.

Рассчитываются:

Температурный натяг ,

где: , 1/К - термический коэффициент расширения бронзовой втулки, - термический коэффициент стальной головки;

суммарный натяг ;

удельное давление, МПа, от суммарного натяга в месте контакта втулки с головкой шатуна.

 ,

где: - коэффициент Пуассона; , МПа -

- модуль упругости стали шатуна, , МПа -

- модуль упругости бронзовой втулки;

Напряжения от запрессовки втулки по формулам Ляме

- на внешней поверхности головки

,

- на внутренней поверхности головки

.

Нормальная сила в сечении 0-0

,

где: - угол заделки, град (/1/, табл. 13.2, 13.3);

Изгибающий момент в сечении А-А

),

где: - средний радиус головки;

нормальная сила в сечении А-А от растягивающей силы Р5

;

изгибающий момент в сечении А-А от растягивающей силы Р5:

;

Напряжение от растягивающей силы Р5 на внешнем волокне сечения А-А:

,

где: - толщина стенки головки,

, , ;

Нормальная сила в сечении А-А от сжимающей силы Р6

,

Изгибающий момент в сечении А-А от сжимающей силы Р6

,

где: берется из табл;

Напряжение на внешнем волокне сечения А-А от сжимающей силы Р6

;

Максимальное напряжение цикла

;

Минимальное напряжение цикла

;

Среднее напряжение цикла

;

Амплитуда напряжений цикла

Амплитуда напряжений цикла с учетом концентрации напряжений, размеров детали и качества поверхности:

Считаются

,

где: - предел усталости при изгибе, МПа;

В4 = ,

где: - коэффициент приведения к симметричному циклу при изгибе и

Если В5 < В4, то

Запас прочности в сечении А-А

,

иначе

и должен быть в пределах 2,5…5,0. Если запас прочности выходит за эти пределы, поступают аналогично расчету сечения I-I.

6.2.2 Расчет стержня шатуна и его кривошипной головки

Алгоритм расчета составлен по методике [1] с предварительным определением размеров двутавра стержня в минимальном сечении.

Площадь минимального сечения

где: - допустимое напряжение сжатия; - предел прочности материала стержня.

При этом высота двутавра определяется как:

Ширина двутавра В=0,9 Н.

Толщина элементов двутавра h = 0,2 Н.

После определения размеров двутавра среднее сечение стержня проверяется по запасу прочности, который должен быть не менее 1,5.

- диаметр шатунной шейки ,

- толщина стенки вкладыша ,

- расстояние между болтами ,

- длина кривошипной головки .

Считаются:

- внутренний радиус кривошипной головки

,

- расчетная суммарная площадь крышки и вкладыша

,

- расчетный момент инерции вкладыша

,

- расчетный момент инерции крышки

,

- расчетный момент сопротивления крышки без учета ребер жесткости

.

Проверяются принятые размеры крышки на изгиб

, МПа

Если условие проверки не выполняется, то

, м,

и расчеты повторяются.

Для среднего сечения стержня принимается высота двутавра

.

Максимальное напряжение сжатия:

- в плоскости качания шатуна

,

где ;

предел прочности материала, МПа;

- длина шатуна, м;

-

момент инерции шатуна в среднем сечении относительно оси, перпендикулярной плоскости качения, ;

-

площадь среднего сечения, ;

- в перпендикулярной плоскости

-

,

где ;

- длина стержня шатуна между головками, м;

- момент инерции среднего сечения шатуна относительно оси, лежащей в плоскости качания шатуна,

Минимальные напряжения растяжения для обеих плоскостей .

Запас прочности стержня шатуна в плоскости качания и в перпендикулярной плоскости определяются аналогично, как это приведено выше (расчет поршневой головки в сечении 1-1 на растяжение-сжатие).

Если запас прочности меньше 1,5, то все размеры двутавра увеличиваются на 1%, т.е. , , , и расчеты повторяются.

6.2.3 Расчет шатунного болта

Диаметр (стандартная метрическая резьба) предварительно определяется из расчета на растяжение:

,

где: - максимальная нагрузка на 1 болт.

= 0,23 ; - предел прочности материала болта.

Если 10,5 мм, то принимают шаг резьбы S = 1 мм, при

10,5 мм S = 1,5 мм.

Определяется наружный диаметр резьбы:

.

Принимается путем округления до целой величины в мм стандартный наружный диаметр резьбы, а затем ее внутренний диаметр:

.

Затем болт проверяется по запасу прочности.

Шатунный болт работает на растяжение.

Напряжения растяжения, возникающие в болте, находятся так

,

.

Запас прочности определяется так же, как это было выполнено при расчете поршневой головки шатуна в сечении 1-1, и должен быть не ниже 2.

Если условие не выполняется, то принимается м и расчеты повторяются.

7. Сравнительная оценка разработанного двигателя по отношению к прототипу

Таблица 16 - Технические характеристики проектируемого двигателя и двигателя-прототипа

Параметры	Прототип	Проектируемый двигатель
Модель	Д 245.12	Д 245.12 М
Тип двигателя	Рядный четырёх цилиндровый, дизельный с турбонаддувом	Рядный Шести цилиндровый, дизельный с турбонаддувом
Число (i) и расположение цилиндров	4Р	6Р
Диаметр цилиндра и ход поршня, мм D x S	110х125	103,5х124,2
Рабочий объём двигателя, л i · Vh	4,75	5,2
Степень сжатия е	15	15
Номинальная мощность, КВт Neh	80	120,8
Номинальная частота вращения, мин-1 nн	2400	2503
Максимальный крутящий момент, Нм Me max	350	542
Частота вращения при максимальном крутящем моменте, мин-1, nMe max = (0,65…0, 72) nн	1440	1501
Коэффициент приспособляемости Кпр = Me max / Me н	1,1	1,18
Наличие наддува (есть, нет)	есть	есть
Минимальный удельный эффективный расход топлива, г/кВт·ч ge min	218	266
Частота вращения, соответствующая минимальному удельному расходу, мин-1, nge min = (0,6…0,7) nн	1680	2001
Литровая мощность, кВт/л Nл = Nен/iVh	16.8	23,23
Масса не заправленного двигателя, кг М	500	800
Литровая масса, кг/л mл = M/iVh	105.26	153.8
Удельная масса, кг/кВт mуд = M/Nен	6,25	6.62
Применяемое топливо	Л,З	Л,З

1 - номинальная мощность спроектированного двигателя больше чем у прототипа. Связано это с тем, что:

рабочий объём спроектированного двигателя больше, чем у прототипа (соответственно 5.2 и 4.75 л). Номинальная мощность должна увеличиться.

Номинальная частота вращения коленчатого вала на 103 мин^-1 больше, чему прототипа. Номинальная мощность должна незначительно увеличиться.

Коэффициент тактности. В курсовом проекте тактность не изменялась, следовательно, он не влияет.

Коэффициент наполнения. Количество клапанов в проектируемом двигателе не изменялось. Но в проектируемом двигателе применяется система охлаждения надувочного воздуха, следовательно коэффициент наполнения увеличился.

Вывод: 1 - увеличение номинальной мощности спроектированного двигателя объясняется увеличением литража и номинальной частоты вращения коленчатого вала, улучшением наполнения цилиндра свежим зарядом.

2 - минимальный удельный расход спроектированного двигателя больше, чем у прототипа. Такой результат объясняется тем, что:

Эффективный КПД проектируемого двигателя 0.41 это больше чем у прототипа, соответственно это приводит к уменьшению g_{e min}. Номинальная частота вращения коленчатого вала проектируемого двигателя на 103 мин^-1 больше, чем у прототипа.

Минимальный удельный эффективный расход топлива спроектированного двигателя равен 266 г/кВт ч, что больше , прототипа (218 г/кВт ч).

Вывод: по величине минимального удельного расхода топлива спроектированный двигатель соответствует мировым образцам.

3 - удельная литровая мощность спроектированного двигателя больше чем у прототипа. Причиной этого служит следующее:

литраж проектируемого двигателя увеличился с 4.75 до 5.2 (на 10%), литровая мощность возрастает. За счёт увеличения литража, номинальной частоты вращения коленчатого вала номинальная мощность проектируемого двигателя значительно возросла (с 80 до 120.8 кВт, на 50%). В итоге литровая мощность увеличилась.

Значение литровой мощности проектируемого двигателя лежит в средине интервала 11…33 кВт/л, поэтому он не лучше, но и не хуже мировых образцов.

Вывод: по величине удельной литровой мощности спроектированный двигатель частично соответствует лучшим образцам.

4 - литровая масса спроектированного двигателя увеличилась на 47 кг/л, но лежит в начале интервала 100…200 кг/л.

Вывод: по величине литровой массы спроектированный двигатель соответствует мировым показателям.

5 - удельная масса спроектированного двигателя увеличилась до 6.62 кг/кВт, что лежит в середине интервала 2.7…12.5 допустимых для данного показателя.

Вывод: по величине литровой массы спроектированный двигатель соответствует мировым требованиям, но не показывает лучшие показатели.

В целом, спроектированный двигатель соответствует лучшим современным образцам автотракторных двигателей, так как его минимальный удельный эффективный расход топлива (266 г/кВт ч) близок к наименьшему значению, достигнутому в настоящее время для автомобильных двигателей (188…195 г/кВт ч), значение литровой мощности (23,23 кВт/л) лежит в средине интервала лучших мировых образцов (11,5…33 кВт/л), значение литровой массы (кг/л) лежит в начале интервала m_л = 100…200 кг/л, а значение удельной массы ( кг/кВт) лежит в середине интервала m_уд = 2,7…12,5 кг/кВт.

Увеличить литровую мощность и уменьшить удельную массу можно путём повышения номинальной частоты вращения, использования механизмов для регулирования фаз газораспределения и высоты подъёма клапанов, механизма изменения длины впускного коллектора, «настроенных» выпускных коллекторов, электромагнитного или электрогидравлического привода клапанов ГРМ, микропроцессорного управления процессом впрыскивания топлива с использованием аккумуляторной системы, микропроцессорного управления системой наддува, системой охлаждения и смазочной системой, уменьшения числа и высоты компрессионных колец, лазерной обработки внутренней поверхности гильз, использование эффективных антифрикционных покрытий, более качественных масел, замены трения скольжения трением качения и т. д.

Уменьшить литровую массу двигателя можно многими способами. К ним относятся: использование современных материалов (например, отливка блока цилиндров из алюминиевого сплава, а не из чугуна, использование деформируемых магниевых сплавов AZ31, AZ80, т. к. магниевые сплавы легче алюминиевых на 35 % и легче стали на 75 %, изготовление коленчатых валов из высококачественных легированных сталей, например, стали 18ХНВА); применение конструктивных мероприятий, направленных на увеличение жёсткости детали при уменьшении её размеров (рёбра, галтели), на обеспечение равнопрочности детали (например, выполнение поршневой головки шатуна в виде двухсторонней трапеции), замена литых поршней бочкообразной формы коваными Т-образными поршнями; применение химико-термической обработки сопрягаемых поверхностей (азотирование, цементация, закалка ТВЧ); уменьшение числа концентраторов напряжений (резьб, шпоночных канавок, переходов от одного диаметра к другому, замена нарезания резьбы её накаткой), уменьшения шероховатости поверхностей вблизи концентраторов напряжений (полирование поверхности), поверхностное упрочнение детали (обдувка дробью, обкатка роликом).

Список использованных источников

1. Филин, А.Н. Автомобильные двигатели. Курсовое и дипломное проектирование: учеб. пособие [Текст] / А.Н. Филин, Ю.М. Крохотин; Федеральное агентство по образованию, ГОУ ВПО «ВГЛТА». - Воронеж, 2005. - 156 с.

2. Крохотин, Ю.М. Автомобильные двигатели [Текст]: методич. указания к выполнению курсового проекта для студентов дневного и заоч. обучения / Ю.М. Крохотин; Фед. агентство по образованию, ГОУ ВПО «ВГЛТА».- Воронеж, 2009. - 53 с.

3. Колчин, А.И. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей [Текст]: учеб. пособие для вузов. / А.И. Колчин, В.П. Демидов. - 3-е изд., перераб. и доп. - М. : Высш. шк., 2002. - 496 с.

4. Двигатели внутреннего сгорания: [в 3 кн.]: Учебник для студ. вузов. / Под ред. В.Н. Луканина. - М.: Высш. шк., 1995 - [кн.1]: Теория рабочих процессов - 369 с.

Приложение А. Внешняя скоростная характеристика двигателя

Строится на основании данного примера по результатам теплового расчета (или в Excel, или карандашом на миллиметрововй бумаге)

Размещено на Allbest.ru