Расчет теплового двигателя ЯМЗ-238А

Курсовая+ДВС -16.dwg

Индикаторная диаграмма
Силы действующие в К.Ш.М.
Скоростная характеристика
Графики к динамическому рачету
КР.АТХ.Р.ЯМЗ-238НД.12.0000.Р.Р.
Внешняя скоростная характеристика
Диаграмма нагрузки на шатуннуюnшейку в полярных координатах
Диаграмма износа шатунной шейки
Нагрузка на поршневое кольцо
Кинематика и динамика
Силы действующие в КШМ
Диаграммы сил действующих в КШМ двигателя
Диаграмма суммарной силы действующей на поршень
Суммарный крутящий момент двигателя
Диаграмма вращающего момента одноцилиндрового двигателя
График ускорения поршня
График перемещения поршня
График изменения скорости поршня
Техническая характеристика двигателя
Тип смесеобразования
Диаметр цилиндра Dмм
Рабочий объём двигателя Vл
Минимальный удельный расход nтопливагкВт
Число и расположение nцилиндров
Номинальная частота вращенияnмин
Номинальная мощностькВт

ЯМЗ-238А.doc

Министерство образования и науки РФ
Государственное образовательное бюджетное учреждение
высшего профессионального образования
Тюменский государственный нефтегазовый университет
Кафедра «Сервис автомобилей и технологических машин»
” Автомобильные двигатели ”
на тему: ” Расчет теплового двигателя
студент группы: АТХ-09
Принял: Осипенко А.М.
Выполнить расчет четырехтактного дизельного двигателя по следующим
Номинальная мощность кВт 1802
Номинальная частота вращения 2100
Число и расположение цилиндров 8-V
Степень сжатия ( 165
Диаметр цилиндра D мм 130
Ход поршня S мм 140
Рабочий объем цилиндров Vл л 1486
Скорость поршня мс 98
Минимальный удельный расход 238
Расположение клапанов верхнее
Тепловой расчет двигателя
При тепловом расчете вновь проектируемого двигателя предварительно
рассчитывают параметры действительного цикла строят индикаторную диаграмму
и определяют основные размеры: диаметр и ход поршня.
Исходными данными для расчета являются: Ре - мощность (номинальная)
nн - частота вращения (номинальная) ( - степень сжатия.
В ходе расчета необходимо задаваться некоторыми коэффициентами
принимая во внимание данные по существующим двигателям. Порядок расчета
Процессы впуска и выпуска
а). Задаемся значениями: То; ро ; Тr ; рr; (Т; ра.
Температура То и давление ро окружающей среды принимаются в соответствии со
стандартными атмосферными условиями: То=273+25=298 К; ро=01 МПа.
Температура Тr и давление рr остаточных газов зависят от частоты
вращения и нагрузки двигателя сопротивления выпускного тракта способа
Для двигателей со свободным впуском:
pr=(105 120)рo=(105 120)01=0105 0120 МПа
Температура остаточных газов зависит в основном от коэффициента
избытка воздуха ( степени сжатия ( частоты вращения коленчатого вала
(Т-степень подогрева свежего заряда во впускном тракте зависит от
частоты вращения наличия наддува и принимается для дизельных с наддувом
10[pic]. Принимаем значение (Т =100 .
Давление в конце впуска ра принимается из следующих соотношений:
ра = ро - (ра = 01 – 0018= 0082 МПа
У двигателей потери давления (ра за счет сопротивления впускного тракта
находятся: (ра = ( 003 ÷ 018 )× ро = 0003 ÷ 0018 МПа
б). Определяем величины: (r (коэффициент остаточных газов) Тa
(температура конца наполнения) и (v (коэффициент наполнения) по следующим
в). В зависимости от принятого значения коэффициента избытка воздуха
( определяем массу свежего заряда введенного в цилиндры двигателя
где lo = 145 кг. воздуха кг. топлива – для дизельного
М1 = 15*145 29=075 кмоль
Для принятия значения ( необходимо учесть способ
смесеобразования примем 15.
воздуха в кмолях: Lo =lo29 = 14529 = 05 кмоль
Определяем параметры процесса сжатия: рс; Тс; Мс.
а). Показатель политропы сжатия п1 определяется из соотношения:
n1 = 141 – 100nн=141 – 1002100=1362
где nн – номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя.
б). Давление конца сжатия:
в). Температура конца сжатия:
г). рабочей смеси в конце сжатия:
д). Теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия:
Сv.c=2016+174(10 -3Тс=2016+174(10 -3.88806= 21777 кДж(кмоль.град).
а). Определяют массу продуктов сгорания в цилиндрах двигателя.
где С = 087; Н = 0125 – соответственно элементарный состав топлива
для дизтоплива (ориентировочно).
б). Определяют температуру газов в цилиндре в конце процесса
сгорания из уравнений:
С(z – теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении:
С(z =(202 + 092() + (155 + 138() 10 –4 Тz + 8314 = 29127
[pic]247 [pic]10-4 Тz
( -коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в ходе сгорания
( - коэффициент использования теплоты в ходе сгорания для
дизелей - (=07 09 примем 08.
Нu- низшая теплотворная способность топлива: для дизтоплива - [p
Подставим и после преобразования получим:
025641×Tz2 +3886746×Tz + ( - 71145661 ) = 0
Тz2 = отрицательная температура а она не может быть такой в конце
в). Определяют максимальное давление газов в цилиндре по формулам:
рz = ( ( рc = 22×373 = 822 МПа
где ( степень повышения давления которое примем равным 22.
Определяем параметры процесса расширения: рb; Тb.
а). Показатель политропны расширения n2 определяется из соотношения:
n2 = 122 + 130 nн.=122+1302100=12819
б). Давление и температура конца расширения:
где [pic]- степень последующего расширения
[pic] - степень предварительного расширения.
Полученные расчетные значения (указанны в скобках) термодинамических
параметров процессов цикла необходимо сопоставить с данными табл. 1.
Предельные значения параметров процессов цикла
Тип pc МПа pz МПа Тс К Тz К Тb К
Двигатели с 3 6 8 12 700 900 1800 2300 1000 1400
неразделенно(373) (822) (929483) (217471) (100398)
Индикаторные показатели цикла
а). Определяем среднее индикаторное давление (теоретическое) газов:
б). Определяем среднее индикаторное давление (действительное) газов:
где (п – коэффициент полноты индикаторной диаграммы учитывающий ее
скругление в ВМТ и НМТ как результат наличия фаз газораспределения угла
опережения впрыскивания топлива или зажигания а также скорости сгорания
топлива. Значения (п принимаются для дизельных двигателей 09 096.
pi =094×0971=091329 МПа
в). Определяем индикаторный КПД цикла:
г). Определяем индикаторный удельный расход топлива:
Эффективные показатели двигателя
а). Определяем среднее давление механических потерь:
где [pic]- средняя скорость поршня принимается по двигателю-
прототипу (сп= 98 [pic])
[pic] и [pic]- эмпирические коэффициенты приведенные в табл. 2.
Значения коэффициентов [pic] и [pic]
Тип двигателя [pic] [pic]
Дизели с неразделенной камерой сгорания 0105 0012
Дизели с разделенной камерой сгорания 0105 00138
б). Определяем среднее эффективное давление газов:
[pic]=091329-02226=069069 МПа.
в). Определяем механический КПД двигателя:
г). Определяем эффективный КПД двигателя:
д). Определяем удельный эффективный расход топлива:
Полученные расчетные значения (указаны в скобках) индикаторных и
эффективных показателей сопоставляем с данными табл.3.
Предельные значения индикаторных и эффективных показателей современных
поршневых двигателей
Тип pi (i bi pe (e be
двигателя МПа гкВт*ч МПа гкВт.ч
Дизели без075 105 042 05 200 170 065 08 036 042 220 200
наддува ( 091329)( 05) (163269) (069069 )(039236) (215888)
Определение основных размеров двигателя
а). Определяем рабочий объем одного цилиндра по заданным значениям
мощности частоты вращения и расчетному значению среднего эффективного
давления газов (ре):
где [pic] - число цилиндров двигателя[pic]- тактность двигателя.
Литраж двигателя составляет 151 л.
б). Выбираем отношение хода (S) поршня к диаметру (D) по прототипу
двигателя и задаемся [pic]: по прототипу равняется 1077:
S = (SD) ( D=1077*13018=1402 мм.
Определяем литровую мощность по прототипу и по проектируемому
Результаты теплового расчета сводим в табл. 4.
Характеристика двигателей
Параметры Ре nн ( D S SD
двигателя кВт мин-1 мм мм
Дизель с неразделенной камерой07 13 1 155 155 1
Задаемся частотой вращения [pic] из расчета чтобы отношение [pic]
было кратным 01 т.е. [p 03; 04 10; - для дизелей и бензиновых
двигателей средней и большой мощностей.
Для дизеля строится регуляторная ветвь скоростной характеристики из
условия что на этом участке мощность момент и часовой расход топлива
изменяются по линейному закону. При работе на регуляторе частота вращения
изменяется от [pic]до [pic](максимальной частоты вращения на холостом ходу)
[pic]= ( 1+008 )×2100 = 2268обмин
где (- коэффициент неравномерности регулятора принимается в пределах
Часовой расход топлива ВТ.х на регуляторной ветви определяется из
ВТ.х =(025 030)ВТ.мах = ( 025 ÷ 030 ) × 492 = 1476 кгч
Вращающий момент и часовой расход топлива подсчитываются по формулам:
где [pic]- частота вращения коленчатого вала в [pic] [pic]-мощность в
Все расчетные данные заносятся в табл. 7
Показатели двигателя для построения скоростной характеристики
Pe.x. 2669629636140148149911 1348162961635148141802
be.x. 31402777727237777724395 228744444226761111238
BT.X. 838337860167243990241778845308384788370788010428876
Te.x. 762751322877164021943904761962973545934370370858095238
nx. 350 700 1050 1400 1750 2100
Рис 4.1. Внешняя скоростная характеристика двигателя
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Конечной целью кинематического расчета двигателя является определение
Основными геометрическими параметрами определяющими законы движения
элементов КШМ являются: r – радиус кривошипа коленчатого вала (r=705 мм)
lш – длина шатуна (lш =265мм). Параметр ( = r lш является критерием
кинематического подобия КШМ. Для двигателя ( = r lш =0266. Порядок
кинематического расчета двигателя следующий.
а). Определяем по формулам перемещение Sx скорость Cп и ускорение поршня
jп в зависимости от угла поворота коленчатого вала (с интервалом 30о).
б). Полученные значения кинематических параметров оформляем в таблицу 8:
Кинематические параметры двигателя
Радианы 0 Sxмм Сnмс jnмc2
4159265180 141 -27412E-0-24998745
8318531360 0 945688E-0431212304
в). Строим графики перемещения скорости и ускорения поршня в интервале от
Рис.1. Кинематические параметры двигателя
ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
В ходе динамического расчета определяют силы и моменты
действующие на детали кривошипно-шатунного механизма (КШМ).
Рис 6.1. Развернутая индикаторная диаграмма двигателя
а). Строим развернутую диаграмму давления газов в координатах рг - ( о
п.к.в используя построенную свернутую индикаторную диаграмму (Приложение
) действительного цикла в ходе теплового расчета двигателя. Перестроение
индикаторной диаграммы в развернутую выполняется графическим путем по
методу проф. Ф.А. Брикса. Развертку индикаторной диаграммы начинают от ВМТ
в процессе хода впуска. На этой диаграмме наносим также давление от
инерционных сил ( рj ) и давление от суммарных сил (р1 )
б). Определяем силу инерции действующую на детали КШМ движущихся
поступательно по формуле:
Тип двигателя поршневой группы шатуна
(поршень из алюмин.
сплава) ([pic])[pic]
Дизель (D=80 150мм) 28 35
где mj – масса деталей КШМ движущихся поступательно:
где [pic]= mуд.п*Fп= mуд.п**D24=28*314*130224=372605г = 3.726
кг - масса поршневой группы
[pic]-масса шатуна отнесенная к поршневому пальцу:
[pic]=0275*4657=1281 кг
[pic]=mуд ш**D24= 35 *314*130224 =4657 кг -масса шатуна
jn – ускорение поршня.
Поправка Брикса: [pic]
Результаты расчета сводятся в табл. 9.
Расчет сил давления действующих в КШМ двигателя
Радианы Угол РгМпа jп мс2 FiН РjМпа P1Мпа
Рис.3. Диаграммы сил действующих в КШМ двигателя
д). Строим диаграмму вращающего момента снимаемого с коленчатого вала
где r – радиус кривошипа r = S2.
Рис.4. Диаграмма вращающего момента одного цилиндра двигателя
Рис 5 Диаграмма восьми цилиндрового двигателя
Для построения диаграммы суммарного вращающего момента
многоцилиндрового двигателя производим алгебраическое сложение величин Те
одноцилиндрового двигателя с угловым сдвигом 720i = 7208 = 90 (i- число
Таким образом диаграмму величин Те (рис.4.) необходимо разделить на 8
частей и алгебраически сложить их ординаты независимо от порядка работы
Рис. 6 Диаграммы суммарного вращающего момента
е). Строим диаграмму износа шатунной шейки
Результирующая сила Rшш приложенная к шатунной шейке определяется
графическим сложением силы Fs действующей по оси шатуна с центробежной
силой вращающихся масс кривошипа Fсш:
mшк=0725mш=0725*4657=341 кг
Fсш= – mшк ( r(2 = – 3418*00705*21982 = –116417 Н = – 1164 кН .
Графическое построение силы Rшш в зависимости от угла поворота
кривошипа производится в виде полярной диаграммы с полюсом в точке Ош.
Сначала строят полярную диаграмму силы FS откладывая в прямоугольных
координатах с полюсом О ее составляющие F Fк для различных углов (
поворота коленчатого вала. Полученные точки конца вектора F
последовательно в порядке углов соединяют плавной кривой которая является
полярной диаграммой силы F с полюсом в точке О. Чтобы получить полярную
диаграмму нагрузки на шатунную шейку достаточно переместить на полученной
полярной диаграмме силы F полюс О по вертикали на величину вектора
Fсш в точку Ош. Проекция на вертикаль любого вектора полярной диаграммы
дает значение нормальной силы действующей на шатунную шейку и направленную
по радиусу кривошипа. Полярная диаграмма перестроенная в прямоугольные
координаты Rшш и ( позволяет определить среднее значение Rшш.cp. Пользуясь
полярной диаграммой можно построить так называемую диаграмму износа шейки.
Для построения диаграммы под углом 60° к направлению каждой силы Rшш в обе
стороны проводят кольцевые полоски высота которых пропорциональна
соответствующей силе Rшш . Суммарная площадь этих полосок в итоге
представляет собой диаграмму износа. Из диаграммы износа шейки видна зона
наименьших давлений на нее. Следовательно в этом месте должно находиться
отверстие для подвода масла к подшипнику.
Рис.7 Нагрузка на шатунную шейку в полярных координатах
Рис.8 Износ шатунной шейки
КОМПОНОВКА ДВИГАТЕЛЯ
Компоновка кривошипно-шатунного механизма (КШМ) двигателя
При компоновке V-образного двигателя проводятся под углом (2 оси
левого и правого цилиндров по отношению к вертикальной оси. В одном из
цилиндров намечается положение осей шатунной шейки и поршневого пальца при
нахождении поршня этого цилиндра в ВМТ а положение оси поршневого пальца
другого цилиндра определяется засечкой на ось этого цилиндра из точки В
дугой радиуса равный длине его шатуна lш. Угол развала ( блока цилиндров
определяется из соотношения: (=k(2 где k-целое число (12); (-угол
между кривошипами ((=720 i- число цилиндров в одном ряду блока.
Компоновка и расчет деталей поршневой группы
Компоновку начинаем с отработки головки поршня (Приложение 5).
Учитывая конструкцию двигателя-прототипа и установившиеся тенденции в
мировом двигателестроении выбираем количество поршневых колец (по прототипу
) их размеры (hk hm t) и расположение определяем размеры жарового
пояса (с) и перемычек между поршневыми кольцами (hм.к.). Исходя из этих
данных намечаем высоту головки поршня (Нг). Задавшись затем толщиной
днища (() и формой его внутренней части очерчиваем контур камеры сгорания.
Выбрав основные размеры поршня наносим его контур на компоновочную схему и
намечаем положение оси поршневого пальца отложив по оси цилиндра от
основания юбки расстояние Н1. Вокруг полученного центра вычерчиваем контур
бобышки и проведя силовые ребра к внутренней поверхности днища
окончательно вычерчиваем внутренний контур головки и юбки поршня. Изобразив
на схеме поршневые кольца каналы для отвода масла от маслосъемных колец
оформляем внешний контур деталей поршневой группы.
После компоновки поршневой группы выполняем проверочные расчеты на
Расчет поршня. При работе двигателя в поршне возникают сложные
напряжения от сил давления газов инерционных и термических нагрузок.
Вместе с тем определяющим параметром при расчете на прочность являем
толщина днища (() поршня. Приближенная проверка прочности днища поршня как
круглой пластинки защемленной по краям и нагруженной равномерно
распределенной нагрузкой может быть определена по формуле:
где рz –максимальное давление газов в цилиндре МПа.
Рис 7.1. Компоновка поршневой группы
Допускаемое напряжение изгиба для поршней из алюминиевых сплавов АЛ10;
АК 4 - ( [pic]( =40 60 МПа без оребрения днища поршня с оребрением – (
[pic]( =50 150 МПа. Следовательно на днище поршня применяем оребрение.
Юбку поршня проверяем по удельному давлению от максимальной боковой
Ню - высота юбки поршня Ню=Нп – Нг.= 1392-52896 = 86304 мм
Относительные размеры деталей поршневой группы в таблице 11.
Относительные размеры деталей поршневой группы
Наименование ОбозначенПредел
размера ие значений размеров
Высота поршня Нп 1392
Высота жарового пояса c 2088
Толщина днища ( 174
Высота компрессионных колец hk 29
Высота маслосъемных колец hm 522
Ширина поршневых колец t 464
Высота перемычки между hм.к 522
канавками под поршневые
Высота головки поршня Нг 52896
Расстояние от нижней кромки Н1 5568
юбки до оси поршневого пальца
Толщина стенки юбким (ю 348
Диаметр бобышек db 58
Наружный диаметр поршневого dн.п 464
Внутренний диаметр поршневогоdв.п 29
Расчет поршневого пальца. Проверяемся удельные давления во втулке
верхней головки шатуна и в бобышках поршня.
Удельное давление во втулке верхней головки шатуна:
где F( - суммарная сила действующая на поршень
lг.ш – длина верхней головки шатуна для бензиновых двигателей и
lг.ш =03D=03*119=348 мм.
Удельное давление в бобышках поршня:
где lб – длина бобышки поршня для бензиновых двигателей и дизелей:
lб =098D2 - lг.ш – 2=098*1192-406-2=2004 мм.
В современных двигателях допускаемые удельные давления равны (материал-
сталь 2015Х15ХН): для дизельных двигателей – [p [pic]=30 35
Расчет поршневых колец. Размеры кольца определяем на основе
нормативов установленных ГОСТ на поршневые кольца.
Последовательность расчета следующая.
а). Задаемся величиной Dt=20 25 =25 определяющей упругость кольца.
б). Определяем зазор в замке кольца S0 при его установке в цилиндр из
соотношения S0t=25 40 = 4 S0=4*464=1856 мм.
в). Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра (для
грушевидной эпюры давления) МПа:
где Е – модуль упругости материала кольца (для чугуна Е=12*105
Давление ( МПа ) кольца на стенку цилиндра в различных точках
окружности при каплевидной формы эпюры давления.
г). Строим эпюру радиальных давлений кольца на стенку цилиндра по
Относительные радиальные давления для грушевидной эпюры
Угол φ 0 30 60 90 120 150 180
ж 105 105 114 09 045 067 285
p 0222 0222 024101899009495014140601
Рис 7.2. Эпюра радиальных давлений кольца на стенку цилиндров
Компоновка и расчет деталей шатунной группы
Конструктивные размеры деталей этой группы приведены в табл. 13.
Основные размеры деталей шатунной группы
Наименование Обозначензначений размеров
Отношение радиуса ( 026 (по прототипу)
Внутренний диаметр dв 464
верхней головки шатуна
Толщина втулки верхней (вт 29
Наружный диаметр dг 58
Длина верхней головки lвгш 406
Высота стержня шатуна уНв 348
Высота стержня шатуна вНср 348
Толщина стержня шатуна t 4872
Толщина шатунного (шв 348
Толщина перемычки между(шв 1
отверстием под болт и
Толщина перемычки между(шн 2
наружной стенкой нижней
Диаметр шатунных болтовdшб 1392
Толщина стенки нижней aкш 1624
Ширина нижней головки агш 1102
Растояние между lшб 9512
Положение шатуна на компоновочной схеме определяется точками А и Б в
ходе разметки кривошипно-шатунного механизмаю. Учитывая что одним из
требований к конструкции шатуна является возможность его демонтажа через
цилиндр рекомендуется следующая последовательность отработки его
конструктивных элементов.
Рис 7.3. Компоновка шатунной группы
Откладывают на компоновочной схеме ширину нижней головки шатуна агш
и обозначив плоскость разъема намечают внутри голвки перемычки (шн и
диаметры болтов dшб. Отложив от каждого отверстия под болты в направлении
оси шатунной шейки перемычку [pic] и толщину вкладыша (шв находят размер
шатунной шейки dш. Ориентировочно: dш=(063 075)D=7302 мм – для дизельных
Компоновка верхней головки шатуна выполняется на базе бобышки поршня.
Выбрав наружный диаметр пальца dп и толщину втулки верхней головки шатуна
(вт из точки А проводят две окружности радиусами dп 2 и dп 2 +(вт одна
из которых будет изображать наружный контур поршневого пальца а вторая -
наружный контур втулки верхней головки шатуна. Затем из того же центра
окружностью радиусом dг2 вычерчивается наружный контур верхней головки
Стержень шатуна имеет двутавровое сечение. Полки сходятся к верхней
головке. Задавшись высотой сечений шатуна проводят линии ограничивающие
наружный контур шатуна и контуры его полок. Затем эти линии сопрягаются
плавными кривыми с соответствующими элементами верхней и нижней головок.
Расчет шатуна. Шатун подвергается действию асимметричной нагрузки в
результате чего возникают напряжения сжатия растяжения и изгиба. Верхняя
головка шатуна подвергается воздействию от сил инерции и сил давления
газов. При проверочном расчете верхней головки шатуна можно ограничиваться
расчетом на растяжение.
где Fa.мах – максимальная сила инерции деталей поршневой группы
определенная по результатам динамического расчета;
(вгш – толщина стенки головки: [p
[pic] =(15 35) МПа (для изготовления шатунов используются материалы:
Расчет шатунных болтов. Шатунные болты нагружаются переменной
разрывающей силой инерции поршневой и шатунной групп а также испытывают
значительное напряжение от предварительной затяжки гаек и изгиба
возникающего при перекосе опорных площадок род головкой и гайкой.
Диаметр шатунных болтов принимается при проектировании а наружный
диаметр головки болта принимается: dгб=(13 15)dшб =14*1392 =19488 мм.
Расчет шатунных болтов сводится к определению напряжения растяжения на
режиме максимальной частоты вращения с учетом их предварительной затяжки:
где Fпр – сила предварительной затяжки болта:
Fпр=(07 08)Fa.мах=075*8816=6612 кН
( - коэффициент учитывающий податливость болта и крышки шатуна
(=02 03 принимаем (=025
fшб – минимальное сечение шатунного болта
fшб=(*dшб24=314*139224=15211 мм2
iб=2 – число шатунных болтов.
Компоновка и расчет цилиндра
На основании анализа преимуществ и недостатков различных
конструктивных форм блока цилиндров и исходя из назначения двигателя
выбирается тип блока цилиндров (с мокрыми или сухими гильзами без гильз).
Выбираем тип блока цилиндров с мокрыми гильзами. Это обеспечит лучший
тепловой режим для пуска двигателя зимой.
Длина цилиндра (зеркала) находится по формуле:
Lц = S+Нп - (н.в.= 119+1392-15 = 2432 мм
где (нв= 15 мм – нижний выбег ( выход юбки поршня из цилиндра при
нахождении его в НМТ).
На компоновочной схеме на расстоянии D2 от оси цилиндра проводится
линия изображающая зеркало цилиндра от которой откладывается толщина
стенки ((ст.г) и вычерчивается контур рубашки охлаждения.
Одновременно с контуром рубашки охлаждения определяются посадочные
гнезда и уплотнение гильзы. Рекомендуется отработку посадочных поясов
начинать с нижнего посадочного пояса где наносится выбранное значение
(1ст..г и определяется диаметр D1п. Прибавив к нему 1 2 мм получают
диаметр верхнего посадочного пояса Dп после чего определяют диаметр бурта
гильзы Dб. Задавшись высотой бурта hб и посадочных поясов вычерчивают
гильзу и ее уплотнение. Необходимые соотношения для этого берутся из
Основные размеры блока цилиндров и гильз современных автотракторных
Предел значений размеров
Наименование размера Обозначен
Толщина стенки мокр. (ст.г 696
Диаметр посадочного пояса Dп 1276
Диаметр бурта Dб 1392
Высота бурта hб 696
Нижний выбег поршня (2 15
Величина промежутка b 5
Толщина стенки мокрой (1cт..г 464
гильзы в нижнем поясе
Разность между диаметрами Dп-D1п 2
Для проверки размера Lц и его окончательного выбора в процессе
компоновки выполняется контрольное проворачивание кривошипно-шатунного
механизма. В V-образных двигателях кривошипно-шатунный механизм
проворачивается для обоих блоков. Зона движения шатунов позволяет
определить также контуры картера и компоновки в нем вспомогательных
Расчет цилиндра. Расчетное напряжение разрыва стенки цилиндра (гильзы)
по образующей от воздействия максимального давления газов определяется по
допускаемые напряжения:[pic]=80 120МПа –стальная гильза.
Компоновка коренных подшипников
Выбирают диаметр коренной шейки dк и толщину вкладыша (вк (табл15)
очерчивают контуры коренной шейки и вкладышей. Затем выбирают диаметр
болтов крышки коренного подшипника и намечают их оси. После нанесения осей
вычерчиваются контуры болтов и изображается крышка.
Рис 7.5. Компоновка коренных подшипников
Основные размеры коренных подшипников
Наименование размера Обознач
Диаметр коренной шейки dк 928
Толщина вкладыша (вк 406
коренного подшипника
Толщина перемычки между[pic] 4
Диаметр болтов крышки dбк 1508
Толщина перемычки между[pic] 8
болтом и наружн.стенкой
Высота сечения крышки ак.к 464
Длина ввернутого в hбк 36192
Компоновка механизма газораспределения
Компоновка механизма газораспределения начинается с выбора типа камеры
сгорания и схемы привода клапанов. Выбрав форму камеры сгорания необходимо
увязать ее размеры с размерами впускных и выпускных клапанов.
За основной размер в механизме газораспределения принимается диаметр
горловины впускного патрубка dвп г.
где Fг- проходное сечение в горловине:
Fг=(11 12)Fкл=12*1155=1386 мм2
Fкл- проходное сечение клапан-седло:
Сп.ср - средняя скорость поршня: Сп.ср=S n30=119*230030=912
iкл =1- число одноименных клапанов
(вп - скорость заряда на впуске: (вп=80 мс.
Диаметр горловины выпускного патрубка:
dвыпг=08dвпг=08*4202=3362мм.
Размеры элементов клапанов определяются следующими соотношениями
внутренний диаметр головки впускного клапана – dвп.в=dвпг=4202 мм
наружный диаметр головки впускного клапана–dвп.н=115dвпг=4832мм
внутренний диаметр головки выпускного клапана
dвып.в=08dвп.в=3362мм
наружный диаметр головки выпускного клапана
dвып.н=08dвп.н=38656 мм
диаметр стержня клапана – dс=03dвпг=1261 мм
длина стержня клапана – lс=3dвпг = 12606 мм
толщина головки у фаски - (г=01dвпг=4202 мм
ширина фаски – b=011 dвпг=462 мм
высота подъема клапана – hк.мах = 03 dвпг=1261 мм.
Нанеся контуры камеры сгорания намечают оси клапанов (кк) затем
выбрав размеры основных элементов клапанов изображают больший по размерам
клапан и наносят внутренний контур стенок камеры сгорания. При головках из
алюминиевых сплавов обязательна установка вставных седел для обоих
клапанов поэтому вслед за клапаном изображается и седло. После
изображения клапана и его седла вычерчивают клапанный патрубок. Намечают
положение верхней стенки головки блока и обрисовывают контуры ее наружных и
внутренних стенок. Для современных двигателей с верхними клапанами высота
головки обычно составляет Hгол=08D=928 толщина стенки камеры сгорания
головок из алюминиевых сплавов может быть до 10 12мм. Завершив оформление
контуров головки переходят к установке клапанных пружин длина пружины
принимается равной (10 14)dвп.н=11dвп.н=46222 мм. Средний диаметр
пружины dcр принимается равным (08 09)dвпг=08dвпг=3362 мм. Диаметр
проволоки для клапанных пружин составляет 4 6 мм число витков 8 14.
Наметив габаритные размеры пружины вычерчивают на ее верхнем конце
тарелку с деталями крепления затем вычерчивается направляющая клапана в
месте пересечения которой с рубашкой охлаждения выполняется прилив.
Следующим этапом компоновки является разработка привода клапанов.
Начинается этот этап с выбора расположения распределительного вала и его
размеров. Применяем верхнеклапанное газораспределение с нижним
расположением распределительного вала.
Радиус начальной окружности кулачка распределительного вала:
ro = (15 2)hТ=2*921=1842 мм где hТ - высота подъема
толкателя при отсутствии коромысла (непосредственное воздействие кулачка
Радиус рабочего профиля кулачка: r1 = (10 12)hТ =10*921=921 мм.
При наличии в приводе клапанов коромысла необходимо учитывать
следующее соотношение: hТ = hк.мах[pic] где lT lk – плечи коромысла
можно принимать [pic]=06 07 принимаем 073. hТ =
hк.мах[pic]=1261*073=921 мм.
При верхнем расположении распределительных валов механизм привода
клапанов имеет сравнительно простую конструкцию.
Вычертив детали механизмов газораспределения заканчивают компоновку
головки двигателя для чего уточняют конфигурацию стенок головки
патрубков форсунку оформляют контуры камеры для штанг привода клапанов
(при нижнем расположении распределительного вала)намечаются контуры крышки
Компоновка корпуса двигателя
Этот этап является заключительной частью компоновки двигателя. На
компоновочной схеме уже вычерчены цилиндр рубашка охлаждения головка
блока коренные подшипники поршневая и шатунная группы подшипники
распределительного вала детали клапанного механизма. Чтобы закончить
отработку корпуса двигателя необходимо определить стенки картера (в
последние годы освоено литье блоков с толщиной стенки 25 35 мм) нанести
плоскость разъема картера с поддоном (желательно ниже оси коленчатого
вала). Поддон или нижняя половина картера выполняется чаще всего
штампованным из листовой стали толщиной 15 2мм. Размеры поддона
определяются зоной движения деталей шатунной группы а также заправочной
емкостью смазочной системы. Сверху механизм газораспределения закрывается
крышкой. Необходимо отметить что в процессе проектирования и компоновки
используются соответствующие конструктивные элементы уже существующих
двигателей близких по типу и назначению. Компоновочные схемы двигателей
которые могут быть оформлены как сборочные чертежи при выполнении следующих
соблюдается масштаб согласно ЕСКД
обеспечивается возможность сборки-разборки механизмов двигателя
указываются размеры которые необходимо контролировать и выполнять
указываются габаритные размеры
указывается характер сопряжений деталей
указываются номера позиций деталей и составляется спецификация по
указывается техническая характеристика двигателя в табличной форме.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
КОЛЧИН А.И. ДЕМИДОВ В.П. РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЬНЫХ И ТРАКТОРНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ. – М.: ВЫСШ. ШК. 2002. – 496С.
Штайн.Г.В. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОГО ДВИГАТЕЛЯ. Учебное пособие. Тюмень.