Главная       Продать работу       Заказать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > автомобили
Название:
Проектирование и расчет двигателя внутреннего сгорания (восьмицилиндровый рядный бензиновый N=136 кВт, n=4200 об/мин)

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: автомобили

Цена:
1 грн



Подробное описание:

Министерство образования и науки Украины
Севастопольский национальный технический университет

 


Кафедра Автомобильного транспорта

 

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
по дисциплине
"АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ"

 

 

 


Выполнил: студент группы
АВ-43д
Золотухин И.А.
Проверил: Ветрогон А.А.

 

 

 

 


Севастополь
2011
Содержание

ВВЕДЕНИЕ 3
1 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ 4
1.1 Определение параметров рабочего тела 4
1.2 Количество продуктов сгорания 4
1.3 Параметры действительного цикла двигателя 4
1.3.1 Параметры процесса выпуска 4
1.3.2 Параметры процесса впуска 5
1.3.3 Параметры процесса сжатия 6
1.3.4 Определение теплоемкости рабочей смеси 6
1.3.5 Параметры процесса сгорания 7
1.3.6 Параметры процесса расширения 9
1.3.7 Параметры процесса выпуска 10
1.4 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла 10
1.4.1 Среднее индикаторное давление 10
1.4.2 Индикаторный КПД двигателя и расход топлива 10
1.4.3 Среднее эффективное давление 11
1.4.4 Эффективный КПД и расход топлива 11
1.5 Определение основных размеров цилиндра двигателя. Рабочий объем двигателя и одного цилиндра 11
1.6 Построение индикаторной диаграммы 12
1.6.1 Выбор масштабов и определение координат основных точек 12
1.6.3 Скругление индикаторной диаграммы 13
1.7 Тепловой баланс двигателя 13
1.8 Построение внешней скоростной характеристики 14
2 КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА 16
2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма 16
2.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма 17
2.2.1 Силы давления газов 17
2.2.2 Определение сил инерции 17
2.2.3 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме 18
2.2.4 Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала 19
2.2.5 Диаграмма износа шатунной шейки 19
2.2.6 Определение наиболее нагруженной шейки коленвала 20
3 РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ 23
3.1 Общие сведения 23
3.2 Построение профиля кулачка 23
3.4 Расчет пружины клапана 25
БИБЛИОГРАФИЯ 29

ВВЕДЕНИЕ

В данном курсовом проекте необходимо произвести расчет характеристик и конструктив-ных элементов автомобильного двигателя внутреннего сгорания, который должен обладать сле-дующими техническими характеристиками:
 Номинальная мощность двигателя, ,кВт ............................................................. 215
 Номинальная частота вращения, ,мин-1 ................................................................ 2700
 Степень сжатия, ....................................................................................................... 15,5
 Коэффициент избытка воздуха, ............................................................................. 1,5
 Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, .............................................. 0,30
 Тип двигателя 10V

Так как степень сжатия , следовательно, проектируемый двигатель является ди-зельным.

1 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
1.1 Определение параметров рабочего тела
Проектируемый двигатель является дизельным. Элементарный состав дизельного топлива принимаем = 85%, = 14%, = 1%.
Необходимое количество воздуха для полного сгорания массовой и объемной единицы топ-лива:
=0,505 кмоль/кг (1.1)
=14,681 кг/кг
где , , и  количество углерода, водорода и кислорода.
Величина поступившего в цилиндры дизельных двигателей свежего заряда:
=1,5*0,505 =0,758 кмоль/кг (1.2)

1.2 Количество продуктов сгорания
При сгорании смесей с углерод и водород топлива полностью окисляются. Количест-венное содержание продуктов сгорания будет иметь следующий состав:
(1.3)
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания , , , на 1 кг топлива:
=0,071 кмоль/кг
=0,07 кмоль/кг (1.4)
=0,053 кмоль/кг
0,792*1,5*0,505=0,6 кмоль/кг
0,071+0,07+0,053+0,6=0,794 кмоль/кг

1.3 Параметры действительного цикла двигателя
1.3.1 Параметры процесса выпуска
При тепловом расчете двигателя задаемся давлением и температурой окружающей среды:
МПа; С, К.
При работе двигателя с наддувом температурой и давлением окружающей среды прини-маются параметры после компрессора: .
В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления надувоч-ного воздуха: при среднем наддуве:
=1,6*0,1=0,160 МПа
Температура воздуха за компрессором, К:
, (1.7)
где  показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре (нагнетателя).
По опытным данным в зависимости от нагнетателя и степени охлаждения величину принимаем .
=335,110 К

Для двигателей с наддувом и газовой турбиной на выпуске давление остаточных газов, МПа:
0,75*0,160=0,120 МПа
Температуру остаточных газов рекомендуется принимать для дизелей К, принимаем К.

1.3.2 Параметры процесса впуска
Величина температуры подогрева заряда для дизелей с наддувом К; прини-маем -5 К.
Плотность заряда на впуске, кг/м3,
= =1,664 кг/м3 (1.8)
где =287 Дж/(кгК)  удельная газовая постоянная для воздуха.
Потери давления на впуске, МПа,
(1.9)
где  коэффициент затухания скорости движения заряда в цилиндре;
 коэффициент сопротивления системы впуска;
 средняя скорость заряда на впуске, м/с.
Значениями и при расчете задаются. Для автотранспортных двигателей реко-мендуются следующие интервалы значений: = 2,5...4; = 50...130 м/с. Принимаем ; м/с;
=12227,504 МПа

Таким образом, давление в конце впуска, МПа,
0,160-0,012=0,148 МПа
Коэффициент остаточных газов характеризует степень очистки цилиндра от продуктов сгорания и может быть определен по выражению
=0,028 (1.10)
Температура заряда в конце впуска, К,
= = =338,847 К (1.11)
Величина, характеризующая качество процесса впуска,  коэффициент наполнения двигате-ля :
= =0,95 (1.12)
для современных для дизелей с наддувом находятся в пределах: = 0,8...0,97.

1.3.3 Параметры 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. .
; принимаем =1,339
Давление в конце процесса сжатия определяется по формуле, МПа.
= =5,8 МПа (1.13)
Температура рабочего тела в конце процесса сжатия, К,
= =858,076 К (1.14)
Расчетные значения величин и для дизелей = 3,5...5,5 МПа; =700...900 К. Для двигателей с наддувом данные значения повышаются, в зависимости от степени наддува.

1.3.4 Определение теплоемкости рабочей смеси
Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси зависит от теплоемкости свежего заряда, а также от теплоемкости и количества отдельных составляющих остаточных газов, кДж /(кмоль К),
. (1.15)
Средняя мольная теплоемкость свежего заряда в конце процесса сжатия принимается равной теплоемкости воздуха, кДж/(кмольК)
= =22,143 кДж/(кмольК) (1.16)
где =585,076 0С
Значения величины процесса сжатия определяются по эмпирическим формулам, при-веденным в таблице 1.1, для интервала температур С.
(1.17)
Полученные средние значения теплоемкости рабочей смеси должны лежать в пределах

Таблица 1.1 - Средние мольные теплоемкости процесса сжатия
Газ
Формула ,

0 ...1500 0С 0С
Воздух  20,6 + 0,002638*
20,6+0,002638*585,076=22,143
Углекислый
27,941+0,019* 5,487*10-6*
27,941+0,019*585,076-5,487*
*10-6*585,0762=37,179
Водяной пар
24,953+0,005359*
24,953+0,005359*585,076=28,088
Кислород
20,93+0,004641* 0,84*10-6*
20,93+0,004641*585,076-0,84*
*10-6*585,0762=23,358
Азот
20,398+0,0025*
20,398+0,0025*585,076=21,861

Тогда
=
=23,876
(1.18)
= =23,454

1.3.5 Параметры процесса сгорания
Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси
=1,047 (1.19)
При сгорании топлива действительный коэффициент изменения рабочей смеси должен учи-тывать наличие в рабочей смеси некоторого количества остаточных газов от предыдущего цикла
= =1,046 (1.20)
При известном элементарном составе жидкого топлива низшая теплотворная способность топлива определяется по формуле Д.И.Менделеева, МДж/кг,
(1.21)
= =42,959 мДж/кг =42959кДж/кг
где  количество водяных паров в продуктах сгорания массовой единицы топлива.
В результате сгорания рабочей смеси в цилиндре двигателя выделяется некоторое количест-во теплоты, кДж/кмоль рабочей смеси, при , :
= =55112,740 кДж/кмоль (1.22)
Для определения температуры рабочего тела в конце процесса сгорания определяем сред-нюю мольную теплоемкость продуктов сгорания кДж/(кмоль К),
(1.23)
где ; ; ;  средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания, определяемые по эмпирическим формулам, приведенным в табл. 1.2 для ин-тервала температур 0С.

Таблица 1.2 - Средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания
Газ
Формула ,

1501...2800 0С
Углекислый
39,123 + 0,003349
39,123+0,003349*1653,920=44,662
Водяной пар
26,67 + 0,004438
26,67+0,004438*1653,920=34,010
Кислород
23,723 + 0,00155
23,723+0,00155*1653,920=26,287
Азот
21,951 + 0,001457
21,951+0,001457*1653,920=24,361
=_____________ + _____________
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
(1.24)
где  степень повышения давления.
Величина зависит от формы камеры сгорания и периода задержки воспламенения топли-ва. Принимаем 1,6
Значения коэффициента использования теплоты для для быстроходных дизелей с не-раздельными камерами сгорания = 0,70 ... 0,88; Принимаем =0,7.
После подстановки в уравнение сгорания соответствующих числовых значений и выполнения необходимых преобразований, уравнение сгорания примет вид

 

 

В результате преобразований получим:
___________ +___________ -___________=0
В результате решения уравнения было получено два корня уравнения:
1653,920 ºС;
-10219,317 ºС;
Т.е. принимаем ____________ К., тогда К
Давление в конце видимого сгорания, МПа для дизеля
=1,6*5,8=9,280 МПа (1.25)
Степень предварительного расширения для дизеля определяется на выражения
= = 1,468 (1.26)
Расчетные значения величин для дизелей.
Для дизельных двигателей принимается:
. (1.27)

1.3.6 Параметры процесса расширения
Значение температуры и давления в конце процесса расширения определяется исходя из полит-ропного характера процесса расширения для дизеля
(1.28)
Степень последующего расширения для дизеля =10,560
Значение среднего показателя политропы расширения обычно принимается равным зна-чению показателя адиабаты расширения : . Величина зависит от степени сжатия , коэффициента избытка воздуха и температуры в конце процесса сгорания Значение ве-личины в зависимости от указанных параметров определим по номограмме:

; =0,463 МПа; =1014,908 К

Расчетные значения величин и для дизелей: =0,2...0,5 МПа; =1000...1200 К;
1.3.7 Параметры процесса выпуска
Для проверки правильности выбора значений , проверяется вероятное значение , на основании полученных величин и по следующей формуле, К:
=647,141 К (1.29)

1.4 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла
1.4.1 Среднее индикаторное давление
На основании полученных при расчете значений величин , а также принятых зна-чений n1 и n2 может быть определено среднее индикаторное давление по следующим зависимо-стям для дизеля, МПа:
(1.30)

= =1,220МПа

Среднее индикаторное давление действительного цикла будет отличаться от расчетных зна-чений 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 = 0,92...0,95; Тогда
= 1,159МПа (1.31)

1.4.2 Индикаторный КПД двигателя и расход топлива

Индикаторный КПД двигателя характеризует степень использования теплоты в действитель-ном цикле и определяется по формуле
= =0,376 (1.32)
Индикаторный удельный расход топлива при известной величине индикаторного КПД опре-деляется по формуле, г/кВтч:
=222,839 г/кВтч (1.33)
Расчетные значения величин и для дизелей = 0,7...1,1 МПа; = 0,40...0,50; = 170...210 г / кВт∙ч.

1.4.3 Среднее эффективное давление
Среднее эффективное давление в цилиндре двигателя, используемое для выполнения полез-ной работы, может быть определено как разность среднего индикаторного давления и давления, необходимого для преодоления механических потерь в двигателе, МПа,
(1.34)
Среднее давление механических потерь определяется по эмпири¬ческим формулам в зависи-мости от типа двигателя и смесеобразования, числа цилиндров , отношения и средней ско-рости поршня :
Для дизелей
; (1.35)
Средние скорости движения поршня для дизелей = 6,5...12 м/с =7м/с.;
= = 0,172МПа;
=0,987 МПа

1.4.4 Эффективный КПД и расход топлива
Эффективный КПД двигателя учитывает тепловые и механические потери двигателя и опре-деляется по формуле
(1.36)
Значение, механического КПД при известной величине РМ определяется по формуле:
=0,852; =0,320
Удельный эффективный расход топлива, г / кВтч,
= 261,564 г / кВтч (1.37)
Для дизелей
= 0,55 ... 0,85 МПа; = 0,31 ... 0,40; = 210 ... 300 г/кВтч; = 0,7 ... 0,82.

1.5 Определение основных размеров цилиндра двигате-ля. 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:
= = 9,977 л (1.38)
где  тактность двигателя.
Рабочий объем одного цилиндра:
= =0,968 л (1.39)
Диаметр , мм, и ход поршня , мм:
=107 мм (1.40)
=107 мм (1.41)
Значениями =0,8 ... 1,2 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:
=9,617 л (1.42)
=9,630 м/с (1.43)
=213,659 кВт (1.44)
=55,886 кг/ч (1.45)

1.6 Построение индикаторной диаграммы
1.6.1 Выбор масштабов и определение координат основных точек
Принимаем
107мм, 100мм; м/мм
Приведенная к принятому масштабу величина объема камеры сгорания, мм,
=0,667 мм (1.46)
При выполнении расчета были получены значения давления в характерных точках индика-торной диаграммы .

Таблица 1.3 - Давления в характерных точках индикаторной диаграммы
Давление Обозначение Значение, МПа Ордината точки, мм
Давление компрессора
0,100 3,333
Давление в конце впуска
0,148 4,926
Давление в конце сжатия
5,800 193,342
Давление в конце процесса сгорания
7,888 262,945
Давление в конце процесса расширения
0,463 15,429
Давление остаточных газов
0,120 4,000

Для дизельного двигателя дополнительно определяется координата точки по оси абс-цисс, мм
= =3,226 мм (1.47)


1.6.2 Скругление индикаторной диаграммы

Для учета влияния фаз газораспределения и угла опережения зажигания на характер измене-ния индикаторной диаграммы задаются фазами газораспределения двигателя. Принятые значения фаз газораспределения приведены в таблице 1.5.

Таблица 1.5 - Значения фаз газораспределения
Наименование фазы Угол поворота ко-ленвала,. 0 Обозначение точки на индика-торной диаграмме
Открытие впускного клапана до ВМТ 36

Закрытие впускного клапана после НМТ 72

Открытие выпускного клапана до НМТ 72

Закрытие выпускного клапана после ВМТ 36

Угол опережения зажигания до ВМТ 36


При подаче искры в точке к моменту прихода поршня в ВМТ в цилиндре двигателя дав-ление будет больше, чем , MПа:
=6,960 МПа (1.51)
Ордината точки определяется как
=0,297 МПа (1.52)

1.7 Тепловой баланс двигателя
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом, определяется по формуле, Дж/с,
= 666884,712 Дж/с (1.54)
Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с, Дж,
= 213659,497 Дж (1.55)
Теплота, передаваемая охлаждающей среде, Дж/с,
(1.56)
где  коэффициент пропорциональности, =0,45...0,53 = 0,5;
 число цилиндров;
 диаметр цилиндра, см;
показатель степени; для четырехтактных двигателей

= 170078,927 Дж/с

Теплота, унесенная с отработавшими газами, Дж/с,
(1.57)

=30,458 кДж/(кмольК)
Аналогично определяется и величина . To=293 К (20 0С).
= 29,09 кДж / (кмольК )
=119176,252 Дж/с
Неучтенные потери теплоты
666884,712-(213659+170078,927+119176,252)=163970 Дж/с
Таблица 1.6  Составляющие теплового баланса
Составляющие теплового баланса Q, Дж/с q, %
1 2 3
Теплота, эквивалентная эффективной работе 213659,497 32,038
Теплота, передаваемая охлаждающей среде 170078 25,503
Теплота, унесенная с отработавшими газами 119176,252 17,871
Неучтенные потери теплоты 163970 24,587
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом 666884 100

1.8 Построение 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 номиналь-ной 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
(1.58)
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,
(1.59)
Значение среднего эффективного давления для рассчитываемых точек может быть определе-но по формуле, МПа,
(1.60)
где  тактность двигателя;  объем двигателя, л.
Точки кривой среднего индикаторного давления, МПа,
(1.61)
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,
(1.62)
Удельный эффективный расход топлива, г/кВтч:
(1.63)
где и  удельный эффективный расход топлива соответственно при номинальной мощности и в расчетной точке характеристики.
Часовой расход топлива, кг/ч,
(1.64)
Для четырехтактного двигателя с непосредственным впрыском можно принять линейное изменение , причем
При выбранном законе изменения коэффициент наполнения
(1.65)
Данные расчета параметров внешней скоростной характеристики заносим в табл. 1.7, по ко-торым строят графики внешней скоростной характеристики двигателя, показанной на рисунке 1.1.

Таблица 1.7 - Параметры внешней скоростной характеристики
,мин-1 Nex
кВт Mex
Hм Рех
МПа Vпср
м/с Рмх
МПа Piх
МПа Mix
Hм ge x
г/кВтч Gтx
кг/ч

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
500 41,346 790,045 1,032 1,783 0,110 1,142 874,300 279,941 11,574 1,05 0,74
1000 91,109 870,473 1,137 3,567 0,131 1,268 970,840 330,742 30,134 1,14 1,05
1500 141,150 899,045 1,174 5,350 0,152 1,326 1015,524 352,983 49,824 1,23 1,25
2000 183,326 875,762 1,144 7,133 0,173 1,317 1008,353 365,098 66,932 1,32 1,35
2500 209,497 800,624 1,046 8,917 0,194 1,240 949,326 372,686 78,076 1,41 1,35
2700 213,659 756,049 0,987 9,630 0,203 1,190 911,196 374,980 80,118 1,5 1,36

По скоростной характеристике определяем также коэффициент приспособляемости двигате-ля, представляющий собой отношение
= =0,957 (1.66)
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: = 1,05...1,25;

2 КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

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

(2.1)

=53,5 мм=0,0536 м; =282,6 сек-1
Результаты расчетов занесены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1  Путь, скорость и ускорение поршня

, м
, м/с
, м/с2

0 0 0 5566,047
36 0,013 9,986 3860,790
72 0,044 15,077 283,919
108 0,077 13,741 -2362,239
144 0,1 7,825 -3066,943
180 0,107 0 -2997,102
216 0,1 -7,825 -3066,943
252 0,077 -13,741 -2362,239
288 0,044 -15,077 283,919
324 0,013 -9,986 3860,790
360 0 0 5566,047
380 0,004 5,912 5007,327
396 0,013 9,986 3860,790
432 0,044 15,077 283,919
468 0,077 13,741 -2362,239
504 0,1 7,825 -3066,943
540 0,107 0 -2997,102
576 0,1 -7,825 -3066,943
612 0,077 -13,741 -2362,239
648 0,044 -15,077 283,919
684 0,013 -9,986 3860,790
720 0 0 5566,047


2.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма
Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении сум-марных 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.

2.2.1 Силы давления газов
Давление газов, Н:
(2.2)
где  площадь поршня, м2; =0,00899 м2
 давление газов в цилиндре двигателя, МПа.
 и атмосферное давление, МПа.
Результаты вычислений давлений для каждого угла поворота коленвала занесены в таблицу 2.3.

2.2.2 Определение сил инерции
По характеру движения массы деталей кривошипно-шатунного механизма можно разделить на массы, движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна); массы, совершающие вращательные движения (коленвал и нижняя головка шатуна), и массы со-вершающие 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, кг/м2 Масса,
кг
Поршень (из алюминиевого сплава),
150 1,348
Шатун,
250 2,246
Неуравновешенные части коленвала (стальной кованный вал),
200 1,797

0,275*250*0,00899=0,618 кг;
0,725*250*0,00899=1,629 кг
1,348+0,618=1,966 кг;
1,797+1,629=3,426 кг
Имея значения приведенных масс, можно определить силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс, Н:
(2.3)
Сила инерции вращающихся масс, Н,
=-14670,691 H (2.4)
Полученные значения величины для различных углов поворота коленвала заносят в таб-лицу 2.3.

 

Таблица 2.3  Расчет динамики КШМ

, МПа
Pi, мм Pi, МПа , Н
, м/с2
, Н
, Н

, Н
, Н
, Н
, Н
, Н•м

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
0 0,19 9,72 0,29 1721 5566 -10943 -9222 0 0 -9222 -9222 0 0 23893
36 0,05 4,93 0,15 431 3860 -7590 -7159 0,18 -1282 -7273 -5038 -5246 -281 20395
72 0,05 4,93 0,15 431 283 -558 -127 0,29 -38 -132 -3 -132 -7 14675
108 0,05 4,93 0,15 431 -2362 4644 5075 0,29 1511 5296 -3005 4360 234 18206
144 0,05 4,93 0,15 431 -3066 6030 6461 0,18 1157 6564 -5907 2861 153 20776
180 0,05 4,93 0,15 431 -2997 5892 6324 0 0 6324 -6324 0 0 20994
216 0,07 5,59 0,17 609 -3066 6030 6639 -1,18 -1189 6744 -6070 -2940 -158 20948
252 0,15 8,31 0,25 1342 -2362 4644 5986 -0,29 -1782 6246 -3545 -5142 -276 18927
288 0,43 17,58 0,53 3842 283 -588 3283 -0,29 -977 3426 85 -3425 -184 14982
324 1,71 60,37 1,81 15378 3860 -7590 7788 -0,18 -1395 7912 5480 -5706 -306 10818
360 9,18 309,42 9,28 82529 5566 -10943 71586 0 0 71586 71586 0 0 56915
380 9,18 309,42 9,28 82529 5007 -9844 72684 0,10 7497 73070 65737 31905 1710 60213
396 5,00 166,72 5,00 44053 3860 -7590 36463 0,18 6532 37043 25659 26717 1432 28888
432 1,56 51,85 1,56 13082 283 -558 12524 0,29 3728 13067 324 13063 700 19403
468 0,76 25,32 0,76 5929 -2362 4644 10573 0,29 3148 11032 -6261 9083 487 22817
504 0,47 15,74 0,47 3346 -3066 6030 9375 0,18 1680 9525 -8572 4152 223 23611
540 0,35 11,63 0,35 2236 -2997 5892 8128 0 0 8128 -8128 0 0 22799
576 0,31 10,44 0,31 1917 -3066 6030 7946 -0,18 -1424 8073 -7265 -3519 -189 22217
612 0,29 9,72 0,29 1721 -2362 4644 6365 -0,29 -1895 6641 -3769 -5468 -293 19233
648 0,29 9,72 0,29 1721 283,919 -558 1162 -0,29 -346 1213 30 -1213 -65 14691
684 0,29 9,72 0,29 1721 3860,790 -7590 -5870 -0,18 1052 -5963 -4131 4301 231 19287
720 0,29 9,72 0,29 1721 5566,047 -10943 -9222 0 0 -9222 -9222 0 0 23893

2.2.3 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме
Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяют алгебраи-ческим сложением сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс :
(2.5)
Сила N действующая перпендикулярно к оси цилиндра, называется нормальной и восприни-мается стенками цилиндра, Н,
(2.6)
Сила S действующая по оси шатуна, передается кривошипу, Н
(2.7)
Силу S, приложенную к оси шатунной шейки, можно разложить на две составляющие:
Тангенциальную силу Т, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа,
(2.8)
и силу, направленную по радиусу кривошипа, Н,
(2.9)
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.
Крутящий момент, Нм,
(2.10)
Суммарный крутящий момент будет периодически изменяться через
= =720.
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 зави-симости от угла поворота коленвала.

Таблица 2.3  Суммарный крутящий момент









0 0 -7 153 -158 -184 0 700 223 -189 -65 474
36 -281 234 0 -276 -306 1432 487 0 -293 231 1228
72 -7 153 -158 -184 0 700 223 -189 -65 0 474


2.2.4 Силы, 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,
(2.13)
Так как силы и приложены в одной точке, направлены по одной оси, но могут иметь различные знаки, то необходимо брать их сумму, Н:
; (2.14)

2.2.5 Диаграмма износа шатунной шейки

Для определения местоположения масляного отверстия, а также наиболее и наименее нагру-женных участков поверхности шатунной шейки и прогнозирования возможного характера ее из-носа, строят диаграмму износа шатунной шейки. Построение выполняют в предположении, что при приложении каждого вектора к поверхности шейки, его действие равномерно распреде-лится 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 соответствую-щий 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 лу-чей, а по вертикали - углы поворота коленвала.

2.2.6 Определение наиболее нагруженной шейки коленвала

При расчете коренных шеек коленвала на прочность необходимо знать амплитуду крутя-щего 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 – 72. 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 пред-ставляет собой периодически повторяющуюся кривую суммарного крутящего момента

Таблица 2.5 Диаграмма износа шатунной шейки

Числовое значение для лучей, Н

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Rшш0 23893 23893 - - - - - - - - 23893 23893
Rшш1 20395 20395 20395 - - - - - - - - 20395
Rшш2 14675 14675 - - - - - - - - 14675 14675
Rшш3 18206 18206 - - - - - - - - 18206 18206
Rшш4 20776 20776 - - - - - - - - 20776 20776
Rшш5 20994 20994 - - - - - - - - 20994 20994
Rшш6 20948 20948 20948 - - - - - - - - 20948
Rшш7 18927 18927 18927 - - - - - - - - 18927
Rшш8 14982 14982 14982 - - - - - - - - 14982
Rшш9 10818 10818 10818 - - - - - - - - 10818
Rшш10 - - - - 56915 56915 56915 56915 - - - -
Rшш11 - - - - - - 60213 60213 60213 60213 - -
Rшш12 - - - - - - - 28888 28888 28888 28888 -
Rшш13 19403 19403 - - - - - - - - 19403 19403
Rшш14 22817 22817 - - - - - - - - 22817 22817
Rшш15 23611 23611 - - - - - - - - 23611 23611
Rшш16 22799 22799 - - - - - - - - 22799 22799
Rшш17 22217 22217 - - - - - - - - - -
Rшш18 19233 19233 - - - - - - - - 19233 19233
Rшш19 14691 14691 - - - - - - - - 14691 14691
Rшш20 19287 19287 - - - - - - - - 19287 19287

348671,9082 348671 86070 0 56915 56915 117129 146017 89102 89102 269273 326454
мм 17,43 17,43 4,30 0,00 2,85 2,85 5,86 7,30 4,46 4,46 13,46 16,32


Таблица 2.6 - Расчет набегающих моментов, Нм
f













0 0 0 -65 -65 -158 153 -69 223 -7 146 700 0 847 -184 -189 474
36 0 -281 231 -51 -276 0 -326 0 234 -93 487 1432 1827 -306 -293 1228
72 0 -7 0 -7 -184 -158 -348 -189 153 -384 223 700 539 0 -65 474
108 0 234 -281 -47 -306 -276 -629 -293 0 -922 0 487 -435 1432 231 1228
144 0 153 -7 146 0 -184 -37 -65 -158 -260 -189 223 -226 700 0 474
180 0 0 234 234 1432 -306 1360 231 -276 1315 -293 0 1022 487 -281 1228
216 0 -158 153 -4 700 0 696 0 -184 513 -65 -189 259 223 -7 474
252 0 -276 0 -276 487 1432 1644 -281 -306 1056 231 -293 994 0 234 1228
288 0 -184 -158 -341 223 700 582 -7 0 575 0 -65 510 -189 153 474
324 0 -306 -276 -582 0 487 -95 234 1432 1571 -281 231 1521 -293 0 1228
360 0 0 -184 -184 -189 223 -150 153 700 704 -7 0 697 -65 -158 474
396 0 1432 -306 1126 0 0 1126 0 487 1613 234 -281 1566 231 -276 1521
432 0 700 0 700 -189 -189 323 -158 223 388 153 -7 534 0 -184 351
468 0 487 1432 1919 -293 -293 1333 -276 0 1057 0 234 1291 -281 -306 704
504 0 223 700 923 0 -65 858 -184 -189 486 -158 153 481 -7 0 474
540 0 0 487 487 -281 231 436 -306 -293 -163 -276 0 -438 234 1432 1228
576 0 -189 223 34 -7 0 27 0 -65 -38 -184 -158 -379 153 700 474
612 0 -293 0 -293 234 -281 -341 1432 231 1322 -306 -276 741 0 487 1228
648 0 -65 -189 -254 153 -7 -107 700 0 593 0 -184 409 -158 223 474
684 0 231 -293 -63 0 234 171 487 -281 377 1432 -306 1503 -276 0 1228
720 0 0 -65 -65 -158 153 -69 223 -7 146 700 0 847 -184 -189 474



3 РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
3.1 Общие сведения

Площадь проходного сечения в клапане определяется из условия неразрывности потока не-сжимаемого газа по условной средней скорости в сечении седла при максимальном подъеме кла-пана на режиме номинальной частоты вращения, см2,
, (3.1)
где значение средней скорости поршня, =7 м/с;
 скорость газа в проходном сечении клапана = 70 м/с;
 площадь поршня 0,00899 (м2)=8990 (см2);
 число одноименных клапанов, = 1 .
(см2)
Учитывая, что через горловину проходит стержень клапана, ее площадь обычно принимают
= (см2) (3.2)
Диаметр горловины, мм:
(мм).
Диаметр впускного клапана должно лежать в пределах
(мм).
Диаметры горловин выпускных клапанов принимают на 10-20% меньше впускных клапанов.
(мм).
У современных двигателей угол наклона фаски тарелки выпускного клапана обычно прини-мается равным 450, а впускного клапана  450 или 300.
Если известны и , то максимальная высота подъема клапана может быть определена: при :
мм (3.3)
3.2 Построение профиля кулачка

Построение профиля кулачка ведется от начальной окружности радиуса . Значение вели-чины находится в пределах
(см).
Угол , задающий положение этих точек, определяется из условия обеспечения приня-тых фаз газораспределения для проектируемого клапана:
(3.4)
где угол опережения открытия впускного клапана до ВМТ, 360;
 запаздывания закрытия впускного после НМТ, 720.

Условие максимального хода толкателя
(3.5)
где и  длина плеча коромысла, прилегающая соответственно к толкателю и к клапа-ну.
0,7; (мм)
Для выпуклого кулачка значение величины принимается по технологическим соображе-ниям из условия . 4 мм.
Если задаемся значением , то значение может быть рассчитано по формуле, мм,
мм (3.6)
где
(3.7)
(мм)
(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 =0,25...0,35 мм, (принимаем 0,3 мм).
Угол определяют из условия, что в точке С угол и , а
(3.8)

 

В зависимости от выбранного профиля кулачка и типа толкателя определяются подъем, ско-рость и ускорение толкателя и клапана. Для выпуклого кулачка с плоским толкателем
(3.9)
где  соответственно подъем, м, скорость м/с и ускорение, толкателя, м/с2 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), рад/с;
(сек-1) (3.10)
и  текущие значения углов при движении толкателя по дугам окружности и .

Таблица 3.1  Графики пути, скорости и ускорения толкателя






0 0 0 1,000 0,000 0,000 0,000 260,995
20 20 0 0,940 0,342 0,788 0,631 245,271
40 40 0 0,766 0,643 3,055 1,187 199,993
53 53 0 0,596 0,803 5,283 1,483 155,521
53 0 19 0,948 0,318 5,289 1,483 624,935
60 0 12 0,978 0,208 6,282 0,969 644,749
65 0 7 0,993 0,122 6,757 0,568 654,230
70 0 2 0,999 0,035 6,982 0,163 658,737

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.

(3.14)
3.3 Расчет пружины клапана

Пружина клапана должна обеспечивать при всех скоростных режимах работы двигателя плотную посадку клапана в закрытом состоянии при движении толкателя по начальной окружно-сти 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
(3.15)
где  коэффициент запаса пружины: для карбюраторных двигателей =1,23...1,66, при-нимаем =1,5 ;  приведенная к клапану сила инерции деталей механизма газораспределения на участке с отрицательным ускорением.
Сила инерции может быть определена по формуле, H,

0,7

где суммарная масса деталей клапанного механизма, приведенного к оси клапана.
Значение массы, приведенной к оси клапана, кг,
(3.16)
При верхнем расположении клапанов и нижнем расположении распредвала = 230...280 кг/м2, принимаем 250 .
0,0099 (м2)
0,25 (кг)

Таблица 3.2  Расчет сил инерции
Угол поворота распредвала, град. ,
м/с2 , Н
,
Н
53 -624,935 154,46 231,68
60 -644,749 159,35 239,03
65 -654,230 161,70 242,54
70 -658,737 162,81 244,22
72 -659,138 162,91 244,36

С помощью диаграммы получаем зависимость и строят харак-теристику пружины.
Максимальная сила упругости пружины (таблица 3.2),
244 (Н)
Минимальная сила упругости пружины:
(3.17)
191(Н)
Жесткость пружины
(3.18)
7402(Н/м)
Предварительная деформация пружины, м:
=0,2577 (м)
Полная деформация пружины, м:
35,78 (мм)
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
= 28,39(мм)
Принимаем =28,39 мм. Диаметр проволоки  = 3мм. Принимаем  =3мм.
По принятым значениям DПР, ПР и характеристике пружины определяют число ее рабочих витков:
(3.19)

где  модуль упругости второго рода; =8,0...8,3 МН/см2 ;  усилие пружины, Н; выражены в сантиметрах.
16,3
Полное число витков пружины
= 18,3
Значение величины обычно лежит в пределах = 8...12. Шаг витка свободной пру-жины, мм,
(3.20)
 наименьший зазор между витками пружины при полном открытии клапана; мм.
(мм)
Длина пружины при полном открытии клапана, мм,
=59,9 (мм) (3.21)
при закрытом клапане, мм,
= 69,9(мм) (3.22)
длина свободной пружины, мм,
=85,7 (мм) (3.23)
Максимальное касательное напряжение, возникающее в пружине,
499,57 (МН/м2) (3.24)
где К'  коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжении по сече-нию витка пружины и зависящей от отношения .
При =5...12 значения будут соответственно в пределах = 1,3...1,1.
Значение величины обычно может находиться в пределах 450...600 МН/м2.
Минимальное напряжение, возникающее в пружине при закрытом клапане, МН/м2,

389,99 (МН/м2)

Запас прочности пружины
(3.25)

где  коэффициент приведения асимметричного цикла к равноопасному симмет-ричному. Для пружинной проволоки = 0,18...0,20; = 300...400 МН/м2;

54,79 (МН/м2) (3.26)
444,78 (МН/м2) (3.27)
2,51

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

= 10453,672(1/мин) (3.28)
Отношение частоты свободных колебаний пружины к частоте вращения распредвала не должно равняться целому числу:

(3.29)

БИБЛИОГРАФИЯ

1. Колчин А. И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов/ А. И. Колчин, В. П. Демидов.  М.: Высш. шк., 2002.  496 с.
2. Методические указания. «Расчет и конструирование автомобильного двигателя внутрен-него сгорания». К выполнению курсового проекта по дисциплине «Автомобильные двигатели» Для студентов специальности 7.090228 –«Автомобили и автомобильное хозяйство» всех форм обучения - Севастополь, СевНТУ, 2005
.

 




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы