Автомобильный двигатель Урал, КамАЗ, ЯМЗ

КП.АД.854.02.00.cdw

Кривые набегающих моментов на коренных шейках
коленчатого вала V-образного 8-мицилиндрового
дизельного двигателя с порядком работы цилиндров
Схема расположения кривошипов
скорости и ускорения толкателя
Построение профиля кулачка
Графическое пределение характеристики пружины

пз.doc

Министерство образования и науки Украины
Севастопольский национальный технический университет
Кафедра Автомобильного транспорта
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ4
1Определение параметров рабочего тела4
2Количество продуктов сгорания4
3Параметры действительного цикла двигателя4
3.1Параметры процесса выпуска4
3.2Параметры процесса впуска5
3.3Параметры процесса сжатия6
3.4Определение теплоемкости рабочей смеси6
3.5Параметры процесса сгорания7
3.6Параметры процесса расширения9
3.7Параметры процесса выпуска9
4Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла10
4.1Среднее индикаторное давление10
4.2Индикаторный КПД двигателя и расход топлива10
4.3Среднее эффективное давление10
4.4Эффективный КПД и расход топлива11
5Определение основных размеров цилиндра двигателя. Рабочий объем двигателя и одного цилиндра11
6Построение индикаторной диаграммы12
6.1Выбор масштабов и определение координат основных точек12
6.2Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом12
6.3Скругление индикаторной диаграммы13
7Тепловой баланс двигателя13
8Построение внешней скоростной характеристики14
КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА16
1Кинематика кривошипно-шатунного механизма16
2Динамика кривошипно-шатунного механизма17
2.1Силы давления газов17
2.2Определение сил инерции17
2.3Суммарные силы действующие в кривошипно-шатунном механизме18
2.4Силы действующие на шатунные шейки коленчатого вала19
2.5Диаграмма износа шатунной шейки19
2.6Определение наиболее нагруженной шейки коленвала20
РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ23
2Построение профиля кулачка23
3Время-сечения клапана25
4Расчет пружины клапана26
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК30
В данном курсовом проекте необходимо произвести расчет характеристик и конструктивных элементов автомобильного двигателя внутреннего сгорания который должен обладать следующими техническими характеристиками:
Номинальная мощность двигателя кВт 190
Номинальная частота вращения мин-1 2450
Коэффициент избытка воздуха 125
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна 028
Тип двигателя -дизельный
Так как степень сжатия =18 следовательно проектируемый двигатель является дизельным.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
1Определение параметров рабочего тела
Проектируемый двигатель является дизельным. Элементарный состав дизельного топлива принимаем =085% =014% =001%.
Необходимое количество воздуха для полного сгорания массовой и объемной единицы топлива:
где и - количество углерода водорода и кислорода.
Величина поступившего в цилиндры дизельных двигателей свежего заряда:
== 063 кмолькг (1.2)
2Количество продуктов сгорания
При сгорании смесей с углерод и водород топлива полностью окисляются. Количественное содержание продуктов сгорания будет иметь следующий состав:
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания на 1 кг топлива:
7+007+003+05 = 067 кмолькг
3Параметры действительного цикла двигателя
3.1Параметры процесса выпуска
При тепловом расчете двигателя задаемся давлением и температурой окружающей среды:
P0=01 МПа; t0=20 С T0=293 К.
При работе двигателя с наддувом температурой и давлением окружающей среды принимаются параметры после компрессора: .
В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления надувочного воздуха: при среднем наддуве:
Давление остаточных газов МПа:
Температуру остаточных газов рекомендуется принимать для дизелей К принимаем К.
3.2Параметры процесса впуска
Величина температуры подогрева заряда для дизелей с наддувом К; принимаем 25 К.
Плотность заряда на впуске кгм3
где =287 Дж(кг×К) - удельная газовая постоянная для воздуха.
Потери давления на впуске МПа
где - коэффициент затухания скорости движения заряда в цилиндре;
- коэффициент сопротивления системы впуска;
- средняя скорость заряда на впуске мс.
Значениями и при расчете задаются. Для автотранспортных двигателей рекомендуются следующие интервалы значений: = 25 4; = 50 130 мс. Принимаем ; мс;
Таким образом давление в конце впуска МПа
Коэффициент остаточных газов характеризует степень очистки цилиндра от продуктов сгорания и может быть определен по выражению
Температура заряда в конце впуска К
= = = 34155 К (1.11)
Величина характеризующая качество процесса впуска - коэффициент наполнения двигателя :
для современных для дизелей с наддувом находятся в пределах: = 08 097.
3.3Параметры процесса сжатия
Процесс сжатия характеризуется показателем политропы сжатия температурой давлением и теплоемкостью рабочего тела в процессе сжатия. Величина показателя политропы сжатия определяется на основании опытных данных в зависимости от степени сжатия двигателя и температуры в конце впуска для дизелей:
где - показатель адиабаты сжатия определяется по номограмме. .
Давление в конце процесса сжатия определяется по формуле МПа.
Температура рабочего тела в конце процесса сжатия К
Расчетные значения величин и для дизелей = 35 55 МПа; =700 900 К. Для двигателей с наддувом данные значения повышаются в зависимости от степени наддува.
3.4Определение 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)
Средняя мольная теплоемкость свежего заряда в конце процесса сжатия принимается равной теплоемкости воздуха кДж(кмоль×К)
==2241 кДж(кмоль×К) (1.16)
Значения величины процесса сжатия определяются по эмпирическим формулам приведенным в таблице 1.1 для интервала температур С.
Полученные средние значения теплоемкости рабочей смеси должны лежать в пределах
Таблица 1.1 - Средние мольные теплоемкости процесса сжатия
941+0019-5487×1 0-6×
93+0004641 -084 × 10-6
3.5Параметры процесса сгорания
Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси
При сгорании топлива действительный коэффициент изменения рабочей смеси должен учитывать наличие в рабочей смеси некоторого количества остаточных газов от предыдущего цикла
При известном элементарном составе жидкого топлива низшая теплотворная способность топлива определяется по формуле Д.И.Менделеева МДжкг
= = 4331 (МДжкг)= 4331 кДжкг
где - количество водяных паров в продуктах сгорания массовой единицы топлива.
В результате сгорания рабочей смеси в цилиндре двигателя выделяется некоторое количество теплоты кДжкмоль рабочей смеси при :
== 6615572 кДжкмоль (1.22)
Для определения температуры рабочего тела в конце процесса сгорания определяем среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания кДж(кмоль× К)
где ; ; ; - средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания определяемые по эмпирическим формулам приведенным в табл. 1.2 для интервала температур 0С.
Таблица 1.2 - Средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания
Подставляя в эти формулы вместо величину и группируя известные члены получаем уравнение
Температура в конце видимого процесса сгорания для карбюраторного двигателя может быть определена из выражения
где - степень повышения давления.
Величина зависит от формы камеры сгорания и периода задержки воспламенения топлива. Принимаем 17
Значения коэффициента использования теплоты для для быстроходных дизелей с нераздельными камерами сгорания = 070 088; Принимаем =088.
После подстановки в уравнение сгорания соответствующих числовых значений и выполнения необходимых преобразований уравнение сгорания примет вид
В результате преобразований получим:
В результате решения уравнения было получено два корня уравнения:
Т.е. принимаем 220755 К. тогда К
Давление в конце видимого сгорания МПа для дизеля
Степень предварительного расширения для дизеля определяется из выражения
Расчетные значения величин для дизелей.
Для дизельных двигателей принимается:
3.6Параметры процесса расширения
Значение температуры и давления в конце процесса расширения определяется исходя из политропного характера процесса расширения для дизеля
Степень последующего расширения для дизеля =121
Значение среднего показателя политропы расширения обычно принимается равным значению показателя адиабаты расширения : . Величина зависит от степени сжатия коэффициента избытка воздуха и температуры в конце процесса сгорания Значение величины в зависимости от указанных параметров определим по номограмме:
; =034 МПа; =126835 К
Расчетные значения величин и для дизелей: =02 05 МПа; =1000 1200 К;
3.7Параметры процесса выпуска
Для проверки правильности выбора значений проверяется вероятное значение на основании полученных величин и по следующей формуле К:
4Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла
4.1Среднее индикаторное давление
На основании полученных при расчете значений величин а также принятых значений n1 и n2 может быть определено среднее индикаторное давление по следующим зависимостям для дизеля 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 = 092 095; Тогда
4.2Индикаторный КПД двигателя и расход топлива
Индикаторный КПД двигателя характеризует степень использования теплоты в действительном цикле и определяется по формуле
Индикаторный удельный расход топлива при известной величине индикаторного КПД определяется по формуле гкВт×ч:
=18213 гкВт×ч (1.33)
Расчетные значения величин и для дизелей = 07 11 МПа; = 040 050; = 170 210 г кВтч.
4.3Среднее эффективное давление
Среднее эффективное давление в цилиндре двигателя 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 определяется по эмпирическим формулам в зависимости от типа двигателя и смесеобразования числа цилиндров отношения и средней скорости поршня :
Средние скорости движения поршня для дизелей = 65 12 мс =98 мс.;
=0089+000118677= 017 МПа;
4.4Эффективный 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:
Удельный эффективный расход топлива г кВт×ч
= 21648 г кВт×ч (1.37)
= 055 085 МПа; = 031 040; = 210 300 гкВт×ч; = 07 082.
5Определение основных размеров цилиндра двигателя. Рабочий объем двигателя и одного цилиндра
На основании полученных по предыдущим расчетам значений при заданных мощности и частоте вращения коленчатого вала двигателя можно определить его рабочий объем:
где - тактность двигателя.
Рабочий объем одного цилиндра:
Диаметр мм и ход поршня мм:
Значениями =08 12 задаются исходя из типа двигателя и частоты вращения коленчатого вала таким образом чтобы значения не превышали указанных в п.1.4.3 пределов. Полученные значения и округляем до целых чисел после чего окончательно уточняем основные показатели двигателя по формулам:
6Построение индикаторной диаграммы
6.1Выбор масштабов и определение координат основных точек
4 м 140 мм; 014280=002 ммм
Приведенная к принятому масштабу величина объема камеры сгорания мм
При выполнении расчета были получены значения давления в характерных точках индикаторной диаграммы .
Таблица 1.3 - Давления в характерных точках индикаторной диаграммы
Давление атмосферное
Давление в конце впуска
Давление в конце сжатия
Давление в конце процесса сгорания
Давление в конце процесса расширения
Давление остаточных газов
Для дизельного двигателя дополнительно определяется координата точки по оси абсцисс мм
=1037(15-1)=522 мм (1.47)
6.2Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом
Координаты точек политропы сжатия рассчитываются на основании уравнения МПа
Значение объема соответствует абсциссе . Значения = будут лежать в пределах от = = до = =.
Координаты точек политропы расширения рассчитываются аналогично МПа:
Для дизельного двигателя при определении координат точек политропы расширения необходимо учитывать что отношение будет изменяться в пределах от 1 до т.е. минимальное значение будет соответствовать не а .
На основании выше указанных уравнений с помощью программы на ПК строим две кривые - политропы сжатия и расширения.
6.3Скругление 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 1.5.
Таблица 1.5 - Значения фаз газораспределения
Угол поворота коленвала. 0
Обозначение точки на индикаторной диаграмме
Открытие впускного клапана до ВМТ
Закрытие впускного клапана после НМТ
Открытие выпускного клапана до НМТ
Закрытие выпускного клапана после ВМТ
Угол опережения зажигания до ВМТ
При подаче искры в точке к моменту прихода поршня в ВМТ в цилиндре двигателя давление будет больше чем MПа:
Ордината точки определяется как
7Тепловой баланс двигателя
Общее количество теплоты введенной в двигатель с топливом определяется по формуле Джс
Теплота эквивалентная эффективной работе за 1 с Дж
= 19154685 Дж (1.55)
Теплота передаваемая охлаждающей среде Джс
где - коэффициент пропорциональности =045 053 = 049;
- диаметр цилиндра см;
-показатель степени; для четырехтактных двигателей
Теплота унесенная с отработавшими газами Джс
Значение величины определяется по формуле 1.15 для полученной температуры = 86449 К (5656 0C)
Неучтенные потери теплоты
526108-(12837838+13962261+1110664)=-1380631 Джс
Все составляющие теплового баланса сводятся таблицу 1.6.
Таблица 1.7 - Составляющие теплового баланса
Составляющие теплового баланса
Теплота эквивалентная эффективной работе
Теплота передаваемая охлаждающей среде
Теплота унесенная с отработавшими газами
Общее количество теплоты введенной в двигатель с топливом
8Построение внешней скоростной характеристики
Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале от = 350 700 мин-1 до для дизелей где - частота вращения коленчатого вала двигателя при номинальной мощности.
Расчетные точки кривой эффективной мощности выраженной в киловаттах определяются по следующим эмпирическим зависимостям через каждые 500 1000 мин-1:
для дизелей с неразделенными камерами
Где и - эффективная мощность и частота вращения в расчетной точке характеристики;
и - 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
где - тактность двигателя; - объем двигателя л.
Точки кривой среднего индикаторного давления МПа
где - среднее давление механических потерь двигателя определяется по уравнениям приведенным и 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 или из выражения Н×м
Удельный эффективный расход топлива гкВт×ч:
где и - удельный эффективный расход топлива соответственно при номинальной мощности и в расчетной точке характеристики.
Часовой расход топлива кгч
Для четырехтактного двигателя с непосредственным впрыском можно принять линейное изменение причем
При выбранном законе изменения коэффициент наполнения
Данные расчета параметров внешней скоростной характеристики заносим в табл. 1.7 по которым строят графики внешней скоростной характеристики двигателя показанной на рисунке 1.1.
Таблица 1.7 - Параметры внешней скоростной характеристики
По скоростной характеристике определяем также коэффициент приспособляемости двигателя представляющий собой отношение
Этот коэффициент служит для оценки приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки и характеризует способность двигателя преодолевать кратковременные перегрузки.
Расчетные значения для дизелей величины находятся в пределах: = 105 125;
КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
1Кинематика кривошипно-шатунного механизма
Расчет кинематики кривошипно-шатунного механизма двигателя внутреннего сгорания заключается в определении пути скорости и ускорения поршня по формулам:
02=70 мм=006 м; =1518 сек-1
Результаты расчетов занесены в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 - Путь скорость и ускорение поршня
2Динамика 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.
2.1Силы давления газов
где - площадь поршня м2; =001136 м2
- давление газов в цилиндре двигателя МПа.
- и атмосферное давление МПа.
Результаты вычислений давлений для каждого угла поворота коленвала занесены в таблицу 2.3.
2.2Определение 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) и массы совершающие сложные движения (стержень шатуна). Для приближенного расчета масс используют конструктивные массы:
Таблица 2.2 - Массы деталей кривошипно-шатунного механизма
Конструктивный элемент или масса
Конструктивная масса кгм2
Поршень (из алюминиевого сплава)
Неуравновешенные части коленвала (стальной кованный вал)
Имея значения приведенных масс можно определить силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс Н:
Сила инерции вращающихся масс Н
-841007=-2713902 H (2.4)
Полученные значения величины для различных углов поворота коленвала заносят в таблицу 2.3.
Таблица 2.3 - Расчет динамики КШМ
2.3Суммарные 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 :
Сила N действующая перпендикулярно к оси цилиндра называется нормальной и воспринимается стенками цилиндра Н
Сила S действующая по оси шатуна передается кривошипу Н
Силу S приложенную к оси шатунной шейки можно разложить на две составляющие:
Тангенциальную силу Т направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа
и силу направленную по радиусу кривошипа Н
Результаты расчета указанных сил заносят в соответствующую графу таблицы 2.3.
По данным табл. 2.3 строят графики зависимостей
По кривой можно выполнить оценку значения крутящего момента как одного цилиндра так и двигателя в целом.
Суммарный крутящий момент будет периодически изменяться через
При графическом построении кривой кривая одного цилиндра разбивается на число участков равное . Все участки кривой сводятся в один и суммируются. Результирующая кривая показывает изменение суммарного крутящего момента двигателя в зависимости от угла поворота коленвала.
Таблица 2.3 - Суммарный крутящий момент
2.4Силы действующие на шатунные шейки коленчатого вала
Силы действующие на шатунные шейки рядных двигателей определяют аналитически или графическим построением.
Результирующая сила действующая на шатунную шейку рядного двигателя будет равна сумме сил и . Сила может быть приведена в виде сумме. Н
Так как силы и приложены в одной точке направлены по одной оси но могут иметь различные знаки то необходимо брать их сумму Н:
2.5Диаграмма износа шатунной шейки
Для определения местоположения масляного отверстия а также наиболее и наименее нагруженных участков поверхности шатунной шейки и прогнозирования возможного характера ее износа строят диаграмму износа шатунной шейки. Построение выполняют в предположении что при приложении каждого вектора к поверхности шейки его действие равномерно распределится 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 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 при других углах поворота коленвала составляем табл. 2.5 в которой по горизонтали откладываем номера лучей а по вертикали - углы поворота коленвала.
2.6Определение 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 – 90. Расчет набегающих моментов приведен в таблице 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
Таблица 2.5- Диаграмма износа шатунной шейки
Числовое значение для лучей Н
Таблица 2.6 - Расчет набегающих моментов Нм
РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
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
где -значение средней скорости поршня =98 мс;
- скорость газа в проходном сечении клапана =48 мс;
- площадь поршня 001136 (м2)=113615 (см2);
- число одноименных клапанов = 1 .
Учитывая что через горловину проходит стержень клапана ее площадь обычно принимают
=121852=2223 (см2) (3.2)
Диаметр горловины мм:
Диаметр впускного клапана должно лежать в пределах
Диаметры горловин выпускных клапанов принимают на 10-20% меньше впускных клапанов.
У современных двигателей угол наклона фаски тарелки выпускного клапана обычно принимается равным 450 а впускного клапана - 450 или 300.
Если известны и то максимальная высота подъема клапана может быть определена: при :
2Построение профиля кулачка
Построение профиля кулачка ведется от начальной окружности радиуса . Значение величины находится в пределах
Угол задающий положение этих точек определяется из условия обеспечения принятых фаз газораспределения для проектируемого клапана:
где -угол опережения открытия впускного клапана до ВМТ 200;
- запаздывания закрытия впускного после НМТ 460.
Условие максимального хода толкателя
где и - длина плеча коромысла прилегающая соответственно к толкателю и к клапану.
Для выпуклого кулачка значение величины принимается по технологическим соображениям из условия . мм.
Если задаемся значением то значение может быть рассчитано по формуле мм
Для обеспечения зазора в клапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом меньшим чем на зазор . Зазор учитывает температурную и упругую деформацию элементов механизма газораспределения и принимается равным: для впускных клапанов =025 035 мм (принимаем 03 мм).
Угол определяют из условия что в точке С угол и а
В зависимости от выбранного профиля кулачка и типа толкателя определяются подъем скорость и ускорение толкателя и клапана. Для выпуклого кулачка с плоским толкателем
где - соответственно подъем м скорость мс и ускорение толкателя мс2 при движении его по дуге радиуса от точки А к точке С; - соответственно подъем скорость и ускорение толкателя при движении его по дуге радиуса от точки С к точке В .
- угловая скорость кулачка (распредвала) радс;
и - текущие значения углов при движении толкателя по дугам окружности и .
Таблица 3.1 - Графики пути скорости и ускорения толкателя
Задаваясь последовательно различными значениями углов и определяем значения и результаты расчета заносим в табл. 3.1.
По данным табл.3.1 строят графики пути скорости и ускорения толкателя.
3Время-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:
Тогда кривая подъема толкателя может быть эквивалентна диаграмме время-сечения клапана мм2·с
где - масштаб времени смм;
- масштаб площади сечения клапана м2мм;
= (мм2) - площадь под кривой подъема толкателя мм2.
Средняя площадь проходного сечения клапана мм2
= 128596 мм2=000128596 м2
где - продолжительность такта впуска по диаграмме подъема толкателя мм.
Средняя скорость потока заряда в седле клапана мс
4Расчет 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
где - коэффициент запаса пружины: для карбюраторных двигателей =123 166 принимаем = 14 ; - приведенная к клапану сила инерции деталей механизма газораспределения на участке с отрицательным ускорением.
Сила инерции может быть определена по формуле H
где -суммарная масса деталей клапанного механизма приведенного к оси клапана.
Значение массы приведенной к оси клапана кг
При верхнем расположении клапанов и нижнем расположении распредвала = 230 280 кгм2 принимаем 230 кгм2 .
Таблица 3.2 - Расчет сил инерции
Угол поворота распредвала град.
С помощью диаграммы получаем зависимость и строят характеристику пружины.
Максимальная сила упругости пружины (таблица 3.2)
Минимальная сила упругости пружины:
Предварительная деформация пружины м:
Полная деформация пружины м:
Определим основные конструктивные размеры пружины - ее средний диаметр ; диаметр проволоки ; число витков шаг витка и длина свободном состоянии .
Средний диаметр обычно принимается по конструктивным соображениям в зависимости от диаметра горловины клапана
Принимаем = 4256 мм. Диаметр проволоки d = 4 мм. Принимаем d = 4мм.
По принятым значениям DПР dПР и характеристике пружины определяют число ее рабочих витков:
где - модуль упругости второго рода; =80 83 МНсм2 ; - усилие пружины Н; выражены в сантиметрах.
Полное число витков пружины
Значение величины обычно лежит в пределах = 8 12. Шаг витка свободной пружины мм
- наименьший зазор между витками пружины при полном открытии клапана; мм.
Длина пружины при полном открытии клапана мм
при закрытом клапане мм
длина свободной пружины мм
Максимальное касательное напряжение возникающее в пружине
где К' - коэффициент учитывающий неравномерное распределение напряжении по сечению витка пружины и зависящей от отношения .
При =5 12 значения будут соответственно в пределах = 13 11.
Значение величины обычно может находиться в пределах 450 600 МНм2.
Минимальное напряжение возникающее в пружине при закрытом клапане МНм2
Запас прочности пружины
где - коэффициент приведения асимметричного цикла к равноопасному симметричному. Для пружинной проволоки = 018 020; = 300 400 МНм2;
Во избежание резонанса собственных колебаний пружины с вынужденными определяется частота свободных колебаний пружины:
Отношение частоты свободных колебаний пружины к частоте вращения распредвала не должно равняться целому числу:
=БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Колчин А. И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов А. И. Колчин В. П. Демидов. - М.: Высш. шк. 2002. - 496 с.
Методические указания. «Расчет и конструирование автомобильного двигателя внутреннего сгорания». К выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобильные двигатели» Для студентов специальности 7.090228 –«Автомобили и автомобильное хозяйство» всех форм обучения - Севастополь СевНТУ 2005

КП.АД.854.01.00.cdw

Графики к динамическому
Полярная диаграмма сил
действующих на шатуную шейку
Построение кривой суммарного
Индикаторная диаграмма
Графики к тепловому и динамическому
расчёту дизельного двигателя
КП.АД.2011.341.01.00

КП.АД.854.03.02.СБ.cdw

КП.АД.2011.341.03.00.
Технические характеристики
Расположение цилиндров
Порядок работы цилиндров
Диаметрцилиндра и ход поршня
Номинальная мощность
Частота вращения коленвала
Число клапанов в цилиндре
Технические требования
Залить масло ДП-8 по ГОСТ 8581-63 с присадкой ВНИИ НП-360 в
количестве 8% в объёме 30 л
Проверить на герметичность систему смазки
В систему охлаждения залить жидкость ТОСОЛ-А-40 ГОСТ
084-89 в объёме 20 л
Давление масла на холостом ходу не менее 1 кгсм
Проверить на герметичность систему охлаждения

Спецификация.spw

КП.АД.2011.341.00.00
КП.АД.2011.854.00.00.
Пояснительная записка
КП.АД.2011.854.03.00.
КП.АД.2011.854.11.01
Впускной трубопровод
КП.АД.2011.854.21.02
Всережимный регулятор
КП.АД.2011.854.31.03
Выпускной трубопровод
КП.АД.2011.854.41.04
Крышка маслозаливной
КП.АД.2011.854.51.05
КП.АД.2011.854.61.06
КП.АД.2011.854.71.07
КП.АД.2011.854.81.08
КП.АД.2011.854.91.09
Топливный носос высокого давления
КП.АД.2011.854.101.10
Фильтр тонкой очистки топлива
КП.АД.2011.854.111.11
КП.АД.2011.854.121.12
КП.АД.2011.854.03.01
КП.АД.2011.854.03.02
КП.АД.2011.854.03.03
КП.АД.2011.854.03.04
КП.АД.2011.854.03.05
Вал распределительный
КП.АД.2011.854.03.06
КП.АД.2011.854.03.07
КП.АД.2011.854.03.08
КП.АД.2011.854.03.09
КП.АД.2011.854.03.10
КП.АД.2011.854.03.11
КП.АД.2011.854.03.12
Головка блока цилиндров
КП.АД.2011.854.03.13
КП.АД.2011.854.03.14
КП.АД.2011.854.03.15
Кольцо коимпрессионное нижнее
КП.АД.2011.854.03.16
Кольцо компрессионное верхнее
КП.АД.2011.854.03.17
КП.АД.2011.854.03.18
КП.АД.2011.854.03.19
Крышка головки цилиндров
КП.АД.2011.854.03.20
Крышка нижней головки шатуна
КП.АД.2011.854.03.21
Крышка под коренные вкладыши
КП.АД.2011.854.03.22
КП.АД.2011.854.03.23
КП.АД.2011.854.03.24
КП.АД.2011.854.03.25
КП.АД.2011.854.03.26
Переходник впускных трубопроводов
КП.АД.2011.854.03.27
КП.АД.2011.854.03.28
КП.АД.2011.854.03.29
Прокладка головки цилиндров
КП.АД.2011.854.03.30
Прокладка коллекторов
КП.АД.2011.854.03.31
Прокладка крышки головки цилиндров
КП.АД.2011.854.03.32
КП.АД.2011.854.03.33
КП.АД.2011.854.03.34
КП.АД.2011.854.03.35
Резиновая упругая муфта
КП.АД.2011.854.03.36
КП.АД.2011.854.03.37
Тарелка пружины клапана
КП.АД.2011.854.03.38
КП.АД.2011.854.03.39
Уплотнительное кольцо
КП.АД.2011.854.03.40
Шайба регулировочная
КП.АД.2011.854.03.41
КП.АД.2011.854.03.42
Шатун левого ряда цилиндров
КП.АД.2011.854.03.43
Шатун правого ряда цилиндров
КП.АД.2011.854.03.44
Шестерня вентилятора
КП.АД.2011.854.03.45
Шестерня распределительного вала
КП.АД.2011.854.03.46
Шкив клиновой вентилятора
КП.АД.2011.854.03.47
Шкив клиновой коленвала
КП.АД.2011.854.03.48
Шланг топливопровода
КП.АД.2011.854.03.49
Мaнжета 1-80 х 105-1 ГОСТ 8752-79
Болт М6 х 14 ГОСТ 7798-70
Болт М10 х 16 ГОСТ 7798-70
Болт М10 х 25 ГОСТ 7798-70
Болт М12 х 12 х ГОСТ 7808-70
Болт М16 х 90 ГОСТ 7805-70
Подшипник 307 ГОСТ 8338
Подшипник 205 ГОСТ 8338
Подшипник 204 ГОСТ 8338
Подшипник 807713 8338

КП.АД.854.03.01.СБ.cdw

Защита кп.doc

В данном курсовом проекте перед нами стояла задача спроектировать двигатель внутреннего сгорания по заданным характеристикам.По численному значению степени сжатия видночто двигатель дизельный.
)На основе теплового расчёта двигателя на первой листе формата А1 мы строим полярную диаграмму давлений в процессе работы двигателя.С помощью неё мы можем узнать давление в кшм в любой точке положения коленчатого вала.
Далее строим графики сил действующих на элементы кшм на основе динамического расчёта.Наблюдаем наивысшие значения сил.
После идёт построение графиков крутящих моментов и построение суммарного кр.м-та.
Строются диаграммы износа шатунной шейки и полярная диаграмма сил.Первая на основе второй.
)На втором листе строятся кривые набегающих моментов на коренных шейках коленвала.На основе этих графиков можно решить из какого материала необходимо изготавливать деталь.
Строим графики пути скорости и ускорения в указанном масштабе.Строим профиль кулачка по данным расчёта грм.
)На 3м листе изображён продольный разрез двигателя в масштабе 1к 2.5 с необходимыми габаритными размерами и указанными позициями деталей и стандартных изделий.
)На 4м листе поперечный разрез двигателя в масштабе 1к2 с указанными техническими требованиями и характеристиками данного дизельного двигателя.
Вывод:В рещультате расчётов и проектирования получился 10ти л. Дизельный двигатель с макс. мощностью около 191 кВт и крутящим моментов 2450 об мин.Часовой расход на минимальных оборотах коленвала 41.5 л что вполне реально для двигателя таких размеров и мощности.Считаючто использовать данный двигатель вполне целесообразно.
Для увеличения мощности также можно прибегнуть к увеличению хода поршня со 120ти до 130 мм и диаметра цилиндра до 140 мм.Установки турбо наддува или компрессора.