Курсовая

Курсовая Расчет двигателя

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-25

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Выберите тип работы:

Скидка 25% при заказе до 22.11.2024





МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Филиал г. Салехард

Кафедра АТХ
Курсовая работа
По дисциплине:

«Теория, расчет и конструкция тепловых двигателей и энергетических установок»
На тему: «Расчет двигателя»
Салехард 2009г.
ЗАДАНИЕ
Выполнить расчет четырехтактного дизельного двигателя по следующим исходным данным:

Параметры
ЯМЗ - 238А

Номинальная мощность ,кВт
200

Номинальная частота вращения, мин-1
2300

Число и расположение цилиндров
8-V

Степень сжатия e
16,5

S/D
1,0

Диаметр цилиндра D, мм
125

Ход поршня S, мм
125

Рабочий объем цилиндров Vл, л
11,85

Скорость поршня ,м/с
9,8

Минимальный удельный расход топлива, г/кВт × ч
209

Расположение клапанов
верхнее




1.                 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), e - степень сжатия.

В ходе расчета необходимо задаваться некоторыми коэффициентами, принимая во внимание данные по существующим двигателям. Порядок расчета следующий.
1.1 Процессы впуска и выпуска
а). Задаемся значениями: То; ро ; Тr ; рr; DТ; ра.

Температура То и давление ро окружающей среды принимаются в соответствии со стандартными атмосферными условиями: То=273+15=298 К; ро=0,1 МПа.

Температура Тr и давление рr остаточных газов зависят от частоты вращения и нагрузки двигателя, сопротивления выпускного тракта, способа наддува.

Для двигателей с газотурбинным наддувом:
рr=( 0,75…0,95 )рк= ( 0,75ч0,95 )Ч0,22 = 0,165 ч 0,209 МПа, рr=0,209 МПа
давление надувочного воздуха рк для существующих двигателей:
рк=(1,5…2,2)ро.= (1,5…2,2)Ч0,1 = 0,15 ч 0,22 МПа, рк=0,22 МПа


Температура остаточных газов зависит в основном от коэффициента избытка воздуха a, степени сжатия e, частоты вращения коленчатого вала, нагрузки.

DТ-степень подогрева свежего заряда во впускном тракте зависит от частоты вращения, наличия наддува и принимается для дизельных с наддувом 0…10. Принимаем значение DТ =100 .

Давление в конце впуска ра принимается из следующих соотношений
ра = рх - Dра = 0,22 – 0,022 = 0,198 МПа
У двигателей потери давления Dра за счет сопротивления впускного тракта находятся: Dра = ( 0,03 ч 0,1 )Ч рх = 0,0066 ч 0,022 МПа, Dра = 0,022МПа

б). Определяем величины: gr (коэффициент остаточных газов), Тa (температура конца наполнения) и hv (коэффициент наполнения) по следующим формулам:




 
Температура воздуха за компрессором:
,
где nк - показатель политропы сжатия в компрессоре, принимается в пределах 1,4…2. Примем nк = 1,6.

в). В зависимости от принятого значения коэффициента избытка воздуха a определяем массу свежего заряда, введенного в цилиндры двигателя (ориентировочно):
М1 = a lо / 29, кмоль,
где lo = 14,5 кг. воздуха/ кг. топлива – для дизельного двигателя.
М1 = 1,7*14,5 / 29=0,85 кмоль
Для принятия значения a необходимо учесть способ смесеобразования, примем 1,7.

Масса воздуха в кмолях: Lo =lo/29 = 14,5/29 = 0,5 кмоль
1.2 Процесс сжатия
Определяем параметры процесса сжатия: n1; рс; Тс; Мс.

а). Показатель политропы сжатия п1 определяется из соотношения:
n1 = 1,41 – 100/nн=1,41 – 100/2300=1,366 ,
где nн – номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя.

б). Давление конца сжатия:
.
в). Температура конца сжатия:

г). Масса рабочей смеси в конце сжатия:
, кмоль
д). Теплоемкость рабочей смеси в конце сжатия:
Сv.c=20,16+1,74×10 -3Тс=20,16+1,74×10 -3.1149,58=22,16,

кДж/(кмоль.град).
1.3             Процесс сгорания
а). Определяют массу продуктов сгорания в цилиндрах двигателя.



где С = 0,87; Н = 0,125 – соответственно элементарный состав топлива для дизтоплива (ориентировочно).

б). Определяют температуру газов в цилиндре в конце процесса сгорания из уравнений:

Сrz – теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении:
Сrz =(20,2 + 0,92/a) + (15,5 + 13,8/a) 10 –4 Тz + 8,314 ,
m -коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в ходе сгорания
m=
x - коэффициент использования теплоты в ходе сгорания, для дизелей - x=0,7…0,9, примем 0,8.

Нu- низшая теплотворная способность топлива: для дизтоплива - ;

Подставим и после преобразования получим:
0,00244ЧTz2 +30.04ЧTz + ( - 66192.74 ) = 0



Tz1 = 2220.46 K
Тz2 = отрицательная температура, а она не может быть такой в конце процесса сгорания.

в). Определяют максимальное давление газов в цилиндре по формулам:
рz = l × рc = 1,5Ч8,96 = 13,44 МПа

где l степень повышения давления, которое примем равным 1,5.
1.4             Процесс расширения
Определяем параметры процесса расширения: n2; рb; Тb.

а). Показатель политропны расширения n2 определяется из соотношения:
n2 = 1,22 + 130 / nн.=1,22+130/2300=1,276
б). Давление и температура конца расширения:




где - степень последующего расширения,

 - степень предварительного расширения.
Полученные расчетные значения (указанны в скобках) термодинамических параметров процессов цикла необходимо сопоставить с данными табл. 1.
Таблица 1 Предельные значения параметров процессов цикла

Тип двигателя
pc , МПа
pz , МПа
Тс , К
Тz ,К
Тb, К

Двигатели с наддувом
6…8

 (8,96)
10…15

(13,44)
1000

 (1149,58)
1900…2800 (2220,46)
1100…1200 (1082,1)




1.5             Индикаторные показатели цикла
а). Определяем среднее индикаторное давление (теоретическое) газов


МПа
б). Определяют среднее индикаторное давление (действительное) газов:
pi = jп р11,
где jп – 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 jп принимаются для дизельных двигателей 0,9…0,96.
pi =0,96Ч1,26=1,2096 МПа
в). Определяем индикаторный КПД цикла:
,
г). Определяем индикаторный удельный расход топлива:

1.6             Эффективные показатели двигателя
а). Определяем среднее давление механических потерь:
,
где - средняя скорость поршня, принимается по двигателю-прототипу (сп= 9,8 ),

 и - эмпирические коэффициенты, приведенные в табл. 2.
Таблица 2 Значения коэффициентов  и

Тип двигателя




Дизели с неразделенной камерой сгорания
0,105
0,012

Дизели с разделенной камерой сгорания
0,105
0,0138




б). Определяем среднее эффективное давление газов:
=1,2096-0,2226=0,987 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.
Таблица 3 Предельные значения индикаторных и эффективных показателей современных поршневых двигателей

Тип двигателя
pi,

МПа
hi
bi,

г/кВт*ч
pe,

МПа
he
be,

г/кВт.ч

Дизели с наддувом
0,8…2

( 1,2096 )
0,42…0,5

( 0,42 )
200…170

( 201,68 )
0,7…1,8

( 0,987 )
0,38…0,45

( 0,34 )
210…175

( 246 )



1.7             Определение основных размеров двигателя
а). Определяем рабочий объем одного цилиндра по заданным значениям мощности, частоты вращения и расчетному значению среднего эффективного давления газов (ре):
, л ,
где  - число цилиндров двигателя,- тактность двигателя.
.
Литраж двигателя состовляет 10,432 л.

б). Выбираем отношение хода (S) поршня к диаметру (D) по прототипу двигателя и задаемся : по прототипу равняется 1,0:
, мм;

S = (S/D) × D=1,0*119=119 мм.
Определяем литровую мощность по прототипу и по проектируемому двигателю:



Результаты теплового расчета сводим в табл. 4.
Таблица 4 Характеристика двигателей

Параметры

двигателя
Ре,

кВт
nн,

мин-1
e
D,

мм
S,

мм
S/D
Vл ,

Л
bе ,

г/кВт*ч
Рл,

Прототип
200
2300
16,5
125
125
1,0
11,85
209
16,88

Проектир.
200
2300
16,5
119
119
1,0
10,576
246
18,91




2.                 Построение расчетной индикаторной диаграммы
Индикаторная диаграмма дизельного двигателя построена для номинального режима работы двигателя, т. е. при Ne = 200 кВт и n = 2300 мин –1, аналитическим методом.

Для дизелей отношение  изменяется в пределах 1…d .

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня Ms= 1 мм в мм; масштаб давлений Мр = 0,05 МПа в мм.

Величины в приведенном масштабе, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:
AB=S/Ms=119/l,0 = 119 мм; ОА = АВ/(ε–1)= 119/(16,5–1)= 7,68 мм.
Максимальная высота диаграммы (точка г) pz/Mp =13,44/0,05=268,8 мм.

Ординаты характерных точек:
pа/Mp =0,198/0,05 = 3,96 мм;

рс/Мр= 8,96/0,05 = 179,26 мм;

рb/Мр=0,511/0,05 = 10,22 мм;

рг/Мр = 0,209/0,05 = 4,18 мм;

рк/Мр=0,22/0,05=4,4 мм.
Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия px=pa(Va/Vx)n1. Отсюда
рх/Мр , мм =(ра/Мр)(ОВ/ОХ)n1= 3,96(133,07/ОХ)1,36 мм,
б) политропа расширения px=рb(Vb/Vx)n2 Отсюда
рх /Мр, мм =(рb/Мр)(ОВ/ОХ)n2= 10,22(133,07/ОХ)1,282 мм.

Результаты расчета точек политроп приведены в табл 5.
Таблица 5

 
 
 
Политропа сжатия
Политропа расширения

№
ОХ
ОВ/ОХ
(ОВ/ОХ)^n1
px/Mx, мм
рх, Мпа
(ОВ/ОХ)^n2
px/Mx, мм
рх, Мпа

1
7,68
16,49
46,01
179,20
8,96
35,75
268,80
13,44

2
10,00
12,67
32,08
127,06
6,35
25,53
209,35
10,47

3
20,00
6,33
12,45
49,29
2,46
10,54
86,45
4,32

4
40,00
3,17
4,83
19,12
0,96
4,35
35,70
1,78

5
60,00
2,11
2,78
10,99
0,55
2,59
21,28
1,06

6
80,00
1,58
1,87
7,42
0,37
1,80
14,74
0,74

7
90,00
1,41
1,60
6,32
0,32
1,55
12,68
0,63

8
100,00
1,27
1,38
5,47
0,27
1,35
11,09
0,55

9
110,00
1,15
1,21
4,80
0,24
1,20
9,82
0,49

10
126,68
1,00
1,00
3,96
0,20
1,00
8,20
0,41



Скругление индикаторной диаграммы. Начало открытия впускного клапана (точка г') устанавливается за 20° до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка а") — через 56° после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b') принимается за 56° до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а') — через 20° после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя, угол опережения впрыска равным 20°, а продолжительность периода задержки воспламенения ∆φ>= 8°.


Рис 3.1 Индикаторная диаграмма
3.                 Построение внешней скоростной характеристики двигателя
Внешняя скоростная характеристика строится для двигателей, используемых в качестве энергетической установки автотранспортных средств.

Внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя представлена в Приложении 2. В основу определения энергетических и экономических показателей двигателя положены следующие эмпирические зависимости, предложенные С.Г. Лейдерманом:



Численные значения коэффициентов в уравнениях приведены в табл. 6
Таблица 6

Коэффициенты для построения скоростной характеристики
Тип двигателя












Дизель с неразделенной камерой сгорания
0,7
1,3
1
1,55
1,55
1



Задаемся частотой вращения  из расчета, чтобы отношение  было кратным 0,1 т.е. =0,2; 0,3; 0,4…1,0; - 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 до (максимальной частоты вращения на холостом ходу)
= ( 1+0,08 )Ч2300 = 2484об/мин
где d- коэффициент неравномерности регулятора, принимается в пределах 0,07…0,08.

Часовой расход топлива ВТ.х на регуляторной ветви определяется из соотношения:
ВТ.х =(0,25…0,30)ВТ.мах = ( 0,25 ч 0,30 ) Ч 49,2 = 14,76 кг/ч
Вращающий момент и часовой расход топлива подсчитываются по формулам:
, кНм,
где - частота вращения коленчатого вала в , -мощность в кВт;
 .
Все расчетные данные заносятся в табл. 7
Таблица 7 Показатели двигателя для построения скоростной характеристики

обороты
Ре, кВт
be,г/кВт ч
Te,Нм
Bt, кг/ч

460
43,2
253,872
934,4348
10,96727

690
68,4
239,112
986,3478
16,35526

920
94,4
228,288
1020,957
21,55039

1150
120
221,4
1038,261
26,568

1380
144
218,448
1038,261
31,45651

1610
165,2
219,432
1020,957
36,25017

1840
182,4
224,352
986,3478
40,9218

2070
194,4
233,208
934,4348
45,33564

2300
200
246
865,2174
49,2





Рис 4.1. Внешне скоростная характеристика двигателя
4.                 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Конечной целью кинематического расчета двигателя является определение ускорения поршня.

Основными геометрическими параметрами, определяющими законы движения элементов КШМ, являются: r – радиус кривошипа коленчатого вала (r=59,5 мм), lш – длина шатуна (lш =228,8мм). Параметр l = r/ lш является критерием кинематического подобия КШМ. Для двигателя l = r/ lш =0,26. 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:

Таблица 8 Кинематические параметры двигателя
Перемешение поршня 1-го рода
Перемешение поршня 2-го рода
Суммарное перемещение поршня
Скорость поршня 1-го рода
Скорость поршня 2-го рода
Суммарная скорость поршня
Ускорение поршня 1-го рода
Ускорение поршня 2-го рода
Суммарное ускорение поршня

 
Sx1
Sx2
SxСумм
Cn1
Cn2
CnСумм
jn1
jn2
jnСумм

0
0
0
0
0
0
0
3448,175998
896,5257594
4344,701757

30
7,971488475
1,93375
9,90523847
7,1618166
0,8063009
7,968117639
2986,208011
448,2628797
3434,470891

60
29,75
5,80125
35,55125
12,404630
0,8063009
13,21093131
1724,087999
-448,2628797
1275,825119

90
59,5
7,735
67,235
14,32363333
1,14066E-16
14,32363333
2,11226E-13
-896,5257594
-896,5257594

120
89,25
5,80125
95,05125
12,404630
-0,80630
11,59832937
-1724,087999
-448,2628797
-2172,350879

150
111,0285115
1,93375
112,962261
7,161816667
-0,806300
6,355515694
-2986,208011
448,2628797
-2537,945131

180
119
0
119
0
0
1,52673E-15
-3448,175998
896,5257594
-2551,650238

210
111,028
1,93375
112,962261
-7,161816
0,806300
-6,35551569
-2986,208011
448,2628797
-2537,945131

240
89,25
5,80125
95,05125
-12,40463
0,806300
-11,5983297
-1724,087999
-448,2628797
-2172,350879

270
59,5
7,735
67,235
-14,32363
0
-14,3236333
-6,33679E-13
-896,5257594
-896,5257594

300
29,75
5,80125
35,55125
-12,40463
-0,806300
-13,2109311
1724,087999
-448,2628797
1275,825119

330
7,97148
1,93375
9,90523847
-7,161816
-0,806300
-7,96811769
2986,208011
448,2628797
3434,470891

360
0
0
0
0
0
0
3448,175998
896,5257594
4344,701757



в). Строим графики перемещения, скорости и ускорения поршня в интервале от 0о до 360о (рис.1).




 
Рис.1. Кинематические параметры двигателя
5.                 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 - j о п.к.в, используя построенную свернутую индикаторную диаграмму (Приложение 1) 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 ),
р1 = рг ± рj

где рj = Fj /pD2/4 .
б). Определяем силу инерции, действующую на детали КШМ, движущихся поступательно по формуле:



Тип двигателя
Масса поршневой группы (поршень из алюмин. сплава) () ,

 Масса шатуна (),

Дизель (D=80…150мм)
28
35



Fj = - mj× jn ,
где mj – масса деталей КШМ, движущихся поступательно:
к г,
где = mуд.п*Fп= mуд.п*π*D2/4=28*3,14*11,92/4=2957,63г = 2,958 кг - масса поршневой группы,

-масса шатуна, отнесенная к поршневому пальцу:
=0,275*3,697=1,017 кг,

=mуд ш*π*D2/4= 35 *3,14*11,92/4=3697,04 г =3,697 кг -масса шатуна,
jn – ускорение поршня.

Поправка Брикса:
Результаты расчета сводятся в табл. 9.
Таблица 9

Расчет сил, давления действующих в КШМ двигателя
Рг,Мпа
jп, м/с2
Fi,Н
Рj,Мпа
∑P1,Мпа

0
0,21
4344,70
-17270,19
-1,55
-1,34

30
0,21
3434,47
-13652,02
-1,23
-1,02

60
0,21
1275,83
-5071,40
-0,46
-0,25

90
0,21
-896,53
3563,69
0,32
0,53

120
0,21
-2172,35
8635,09
0,78
0,99

150
0,21
-2537,95
10088,33
0,91
1,12

180
0,21
-2551,65
10142,81
0,91
1,12

210
0,21
-2537,95
10088,33
0,91
1,12

240
0,24
-2172,35
8635,09
0,78
1,02

270
0,36
-896,53
3563,69
0,32
0,68

300
0,73
1275,83
-5071,40
-0,46
0,28

330
2,48
3434,47
-13652,02
-1,23
1,25

360
8,52
4344,70
-17270,19
-1,55
6,96

380
13,44
3927,00
-15609,84
-1,40
12,04

390
5,51
3434,47
-13652,02
-1,23
4,28

420
1,75
1275,83
-5071,40
-0,46
1,29

450
0,89
-896,53
3563,69
0,32
1,21

480
0,62
-2172,35
8635,09
0,78
1,39

510
0,51
-2537,95
10088,33
0,91
1,42

540
0,21
-2551,65
10142,81
0,91
1,12

570
0,21
-2537,95
10088,33
0,91
1,12

600
0,21
-2172,35
8635,09
0,78
0,99

630
0,21
-896,53
3563,69
0,32
0,53

660
0,21
1275,83
-5071,40
-0,46
-0,25

690
0,21
3434,47
-13652,02
-1,23
-1,02

720
0,21
4344,70
-17270,19
-1,55
-1,34



в). Определяем и строим суммарную силу (рис.2), действующую на поршень.
где численные значения суммарного давленияберутся из диаграммы, представленной Приложении 3.


Рис. 2. Диаграмма суммарной силы
г). Определяем силы FN ; Fs ; Fк и Ft с интервалом 30о, оформляем их значения в табличной форме и строим развернутые диаграммы сил, действующих в КШМ двигателя (рис.3.)

Боковая сила, прижимающая поршень к цилиндру:
FN = Få× tgb.
Сила, действующая вдоль шатуна:
Fs=Få /cosb.
Сила, направленная по радиусу кривошипа:
 .
Тангенциальная сила, создающая вращающий момент на коленчатом валу:
 .
Результаты расчета сводятся в табл. 10.
Таблица 10 Расчет сил, действующих в КШМ двигателя
∑FкН
FN,кН
Fs,кН
Fk,кН
Ft,кН

0
-14,946865
0
-14,94686502
-14,94686502
0

30
-11,3286973
-1,370772376
-11,24994769
-9,130930044
-6,853861881

60
-2,74808038
-0,579844961
-2,688924055
-0,871141482
-2,671134133

90
5,887014359
1,442318518
5,715547921
-1,442318518
5,887014359

120
10,95841921
2,312226453
10,72252369
-7,484600319
8,328398598

150
12,41165636
1,50181042
12,32537871
-11,49319379
4,902604263

180
12,46613416
0
12,46613416
-12,46613416
0

210
12,42277275
-1,503155502
12,33641782
-11,50348756
-4,906995235

240
11,32525991
-2,389629842
11,08146762
-7,73515252
-8,607197533

270
7,543355724
-1,848122152
7,323646334
-1,848122152
-7,543355724

300
3,065788971
-0,646881473
2,999793514
0,971855104
-2,97994688

330
13,87214747
-1,678529844
13,77571745
11,18095086
-8,392649219

360
77,38582879
0
77,38582879
77,38582879
0

390
47,62149233
5,762200572
47,29045912
38,38292282
28,81100286

420
14,39338529
3,037004295
14,08354725
4,562703136
13,9903705

450
13,45727254
3,297031773
13,06531315
-3,297031773
13,45727254

480
15,47167152
3,26452269
15,13862184
-10,56715165
11,75847035

510
15,7910374
1,910715526
15,68126852
-14,62250063
6,237459773

540
12,46613416
0
12,46613416
-12,46613416
0

570
12,41165636
-1,50181042
12,32537871
-11,49319379
-4,902604263

600
10,95841921
-2,312226453
10,72252369
-7,484600319
-8,328398598

630
5,887014359
-1,442318518
5,715547921
-1,442318518
-5,887014359

660
-2,74808038
0,579844961
-2,688924055
-0,871141482
2,671134133

690
-11,3286973
1,370772376
-11,24994769
-9,130930044
6,853861881

720
-14,946865
0
-14,94686502
-14,94686502
0







Ft
 

П.К.В
 

Fk
 

Fs
 
Рис.3. Диаграммы сил, действующих в КШМ двигателя
д). Строим диаграмму вращающего момента, снимаемого с коленчатого вала (рис.4.)
Тe = Ft × r ,
где r – радиус кривошипа, r = S/2.


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 720/i = 720/8 = 90 (i- число цилиндров).

Таким образом, диаграмму величин Те (рис.4.) необходимо разделить на 8 частей и алгебраически сложить их ординаты независимо от порядка работы цилиндров.


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=0,725mш=0,725*3,697=2,6803 кг ,

Fсш= – mшк × rw2 = – 2,6803*0,0595*2412 = –9262,6 Н = – 8,262 кН .



Rшш,кН
Те,Нм
 

23,20886502
0
0

18,69463662
-407,8047819
30

9,515735961
-158,9324809
60

11,35036281
350,2773543
90

17,81341194
495,5397166
120

20,35443957
291,7049536
150

20,72813416
0
180

20,36548798
-291,9662165
210

18,16570225
-512,1282532
240

12,61415021
-448,8296656
270

7,875677496
-177,3068394
300

8,885765867
-499,3626286
330

69,12382879
0
360

41,68145723
1714,25467
390

14,47118737
832,4270446
420

17,74005073
800,7077164
450

22,19906702
699,628986
480

23,71932279
371,1288565
510

20,72813416
0
540

20,35443957
-291,7049536
570

17,81341194
-495,5397166
600

11,35036281
-350,2773543
630

9,515735961
158,9324809
660

18,69463662
407,8047819
690

23,20886502
0
720



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 Fτ, Fк для различных углов j поворота коленчатого вала. Полученные точки конца вектора Fτ, последовательно в порядке углов соединяют плавной кривой, которая является полярной диаграммой силы Fτ с полюсом в точке О. Чтобы получить полярную диаграмму нагрузки на шатунную шейку, достаточно переместить на полученной полярной диаграмме силы Fτ 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 j, 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.






7. КОМПОНОВКА ДВИГАТЕЛЯ
7.1 Компоновка кривошипно-шатунного механизма (КШМ) двигателя
При компоновке V-образного двигателя проводятся под углом g/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 g блока цилиндров определяется из соотношения: g=kj/2, где k-целое число (1,2); j-угол между кривошипами (j=720/i); i- число цилиндров в одном ряду блока.
7.1.1 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 3), 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 (d) 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 прочность.

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 (d) 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 - [ ] =40…60 МПа без оребрения днища поршня, с оребрением – [ ] =50…150 МПа. Следовательно, на днище поршня применяем оребрение.

Юбку поршня проверяем по удельному давлению от максимальной боковой силы по формуле:

Где =0,5…1,0 МПа,

Ню - высота юбки поршня, Ню=Нп – Нг.= 139,2-52,896 = 86,304 мм


Относительные размеры деталей поршневой группы в таблице 11.
Таблица 11 Относительные размеры деталей поршневой группы

Наименование размера
Обозначение
Предел значений размеров



Значение, мм

Высота поршня
Нп
139,2

Высота жарового пояса
c
20,88

Толщина днища
d
17,4

Высота компрессионных колец
hk
2,9

Высота маслосъемных колец
hm
5,22

Ширина поршневых колец
t
4,64

Высота перемычки между канавками под поршневые кольца
hм.к
5,22

Высота головки поршня
Нг
52,896

Расстояние от нижней кромки юбки до оси поршневого пальца
Н1
55,68

Толщина стенки юбким
dю
3,48

Диаметр бобышек
db
58

Наружный диаметр поршневого пальца
dн.п
46,4

Внутренний диаметр поршневого пальца
dв.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 FS - суммарная сила, действующая на поршень,

lг.ш – длина верхней головки шатуна, для бензиновых двигателей и дизелей
lг.ш =0,3D=0,3*119=34,8 мм.


Удельное давление в бобышках поршня:


Где lб – длина бобышки поршня, для бензиновых двигателей и дизелей:
lб =0,98D/2 - lг.ш – 2=0,98*119/2-40,6-2=20,04 мм.


В современных двигателях допускаемые удельные давления равны (материал-сталь 20,15Х,15ХН): для дизельных двигателей – =32…40 Мпа; =30…35 Мпа.

Расчет поршневых колец. Размеры кольца определяем на основе нормативов, установленных ГОСТ на поршневые кольца.

Последовательность расчета следующая.

а). Задаемся величиной D/t=20…25 =25, определяющей упругость кольца.

б). Определяем зазор в замке кольца S0 при его установке в цилиндр из соотношения S0/t=2,5…4,0 = 4 → S0=4*4,64=18,56 мм.

в). Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра (для грушевидной эпюры давления), МПа:

Где Е – модуль упругости материала кольца (для чугуна Е=1,2*105 МПа).

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 данным таблицы 12.
Таблица 12 Относительные радиальные давления для грушевидной эпюры

Угол φ град
0
30
60
90
120
150
180

μж
1,05
1,05
1,14
0,9
0,45
0,67
2,85

p
0,222
0,222
0,241
0,1899
0,09495
0,1414
0,601






Рис 7.2. Эпюра радиальных давлений кольца на стенку цилиндров
7.1.2      Компоновка и расчет деталей шатунной группы

Конструктивные размеры деталей этой группы приведены в табл. 13.
Таблица 13 Основные размеры деталей шатунной группы

Наименование размера
Обозначение
Предел значений размеров

Значения, мм

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
l
0,26 (по прототипу)

Внутренний диаметр верхней головки шатуна
dв
46,4

Толщина втулки верхней головки шатуна
dвт
2,9

Наружный диаметр верхней головки шатуна
dг
58

Длина верхней головки шатуна
lвгш
40,6

Высота стержня шатуна у верхней головки
Нв
34,8

Высота стержня шатуна в средней части
Нср
34,8

Толщина стержня шатуна
t
4,872

Толщина шатунного вкладыша
dшв
3,48

Толщина перемычки между отверстием под болт и вкладышем
Dшв
1

Толщина перемычки между отверстием под болт и наружной стенкой нижней головки шатуна
Dшн
2

Диаметр шатунных болтов
dшб
13,92

Толщина стенки нижней крышки шатуна
aкш
16,24

Ширина нижней головки шатуна
агш
110,2

Растояние между шатунными болтами
lшб
95,12



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 Dшн и диаметры болтов dшб. Отложив от каждого отверстия под болты в направлении оси шатунной шейки перемычку  и толщину вкладыша dшв, находят размер шатунной шейки dш. Ориентировочно

dш=(0,63…0,75)D=73,02 мм – для дизельных двигателей

Компоновка верхней головки шатуна выполняется на базе бобышки поршня. Выбрав наружный диаметр пальца dп и толщину втулки верхней головки шатуна dвт, из точки А проводят две окружности радиусами dп /2 и dп /2 +dвт, одна из которых будет изображать наружный контур поршневого пальца, а вторая - наружный контур втулки верхней головки шатуна. Затем из того же центра окружностью радиусом dг/2 вычерчивается наружный контур верхней головки шатуна.

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;

lвгш – длина верхней головки шатуна ;

dвгш – толщина стенки головки

 =(15…35) МПа, (для изготовления шатунов используются материалы: стали марок 40Р).

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=(1,3…1,5)dшб =1,4*13,92 =19,488 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=(0,7…0,8)Fa.мах=0,75*8,816=6,612 кН
c - коэффициент, учитывающий податливость болта и крышки шатуна, c=0,2…0,3, принимаем c=0,25

fшб – минимальное сечение шатунного болта,
fшб=p*dшб2/4=3,14*13,922/4=152,11 мм2
iб=2 – число шатунных болтов.


=(120…250)МПа.
7.1.3      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 - dн.в.= 119+139,2-15 = 243,2 мм,
Где dнв= 15 мм – нижний выбег ( выход юбки поршня из цилиндра при нахождении его в НМТ).

На компоновочной схеме на расстоянии D/2 от оси цилиндра проводится линия, изображающая зеркало цилиндра, от которой откладывается толщина стенки (dст.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 d1ст..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 табл.14.

Таблица 14 Основные размеры блока цилиндров и гильз современных автотракторных двигателей

Наименование размера
Обозначение
Предел значений размеров

Значения, мм

Толщина стенки мокр. гильзы
dст.г
6,96

Диаметр посадочного пояса
Dп
127,6

Диаметр бурта
Dб
139,2

Высота бурта
hб
6,96

Нижний выбег поршня
d2
15

Величина промежутка рубашки охлаждения
b
5

Толщина стенки мокрой гильзы в нижнем поясе
d1cт..г
4,64

Разность между диаметрами посадочных поясов
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 агрегатов.

Расчет цилиндра. Расчетное напряжение разрыва стенки цилиндра (гильзы) по образующей от воздействия максимального давления газов определяется по формуле:
;


допускаемые напряжения:=80…120МПа –стальная гильза.
7.1.4      Компоновка коренных подшипников

Выбирают диаметр коренной шейки dк и толщину вкладыша dвк (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
Таблица 15 Основные размеры коренных подшипников

Наименование размера
Обознач
Предел значений размеров

Значения, мм

Диаметр коренной шейки
dк
92,8

Толщина вкладыша коренного подшипника
dвк
4,06

Толщина перемычки между болтом крышки и вкладыш.


4

Диаметр болтов крышки коренного подшипника
dбк
15,08

Толщина перемычки между болтом и наружн.стенкой крышки


8

Высота сечения крышки коренного подшипника
ак.к
46,4

Длина ввернутого в картер конца болта крышки
hбк
36,192




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.
 мм,
Где Fг- проходное сечение в горловине:
Fг=(1,1…1,2)Fкл,=1,2*11,55=13,86 мм2
Fкл- проходное сечение клапан-седло:
, см2,
Сп.ср - средняя скорость поршня
Сп.ср=S n/30=119*2300/30=9,12, м/с,
iкл =1- число одноименных клапанов,

wвп - скорость заряда на впуске: wвп=80 м/с.

Диаметр горловины выпускного патрубка:
dвыпг=0,8dвпг=0,8*42,02=33,62мм.
Размеры элементов клапанов определяются следующими соотношениями
внутренний диаметр головки впускного клапана – dвп.в=dвпг=42,02 мм,

наружный диаметр головки впускного клапана – dвп.н=1,15dвпг=48,32мм,

внутренний диаметр головки выпускного клапана - dвып.в=0,8dвп.в=33,62мм,

наружный диаметр головки выпускного клапана dвып.н=0,8dвп.н,=38,656 мм

диаметр стержня клапана – dс=0,3dвпг=12,61 мм,

длина стержня клапана – lс=3dвпг = 126,06 мм,

толщина головки у фаски - dг=0,1dвпг=4,202 мм,

ширина фаски – b=0,11 dвпг=4,62 мм,

высота подъема клапана – hк.мах = 0,3 dвпг=12,61 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=0,8D=92,8 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 (1,0…1,4)dвп.н=1,1dвп.н=46,222 мм. Средний диаметр пружины dcр принимается равным (0,8…0,9)dвпг=0,8dвпг=33,62 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 = (1,5…2)hТ=2*9,21=18,42 мм
где hТ          - высота подъема толкателя, при отсутствии коромысла (непосредственное воздействие кулачка на клапан).

Радиус рабочего профиля кулачка:
r1 = (10…12)hТ =10*9,21=92,1 мм.
При наличии в приводе клапанов коромысла, необходимо учитывать следующее соотношение:
hТ = hк.мах
где lT, lk – плечи коромысла можно принимать =0,6…0,7, принимаем 0,73.
hТ = hк.мах=12,61*0,73=9,21 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 головки.
7.2             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 2,5…3,5 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 1,5…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 требований:

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 установленной форме,

указывается техническая характеристика двигателя в табличной форме.
Список используемой литературы
1. Колчин А.И. Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Высш. шк., 2002. – 496с.

2. Штайн.Г.В. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОГО ДВИГАТЕЛЯ. Учебное пособие. Тюмень. ТюмГНГУ, 2004.-61с.

1. Курсовая Становление и развитие конкурентных отношений на отечественном рынке газа. Анализ перспектив реа
2. Реферат Содержание финансового менеджмента
3. Творческая работа на тему Основы пивоварения Затор и затирание
4. Реферат на тему Легочное сердце
5. Реферат на тему A Night To Remember Essay Research Paper
6. Реферат Русская революция 1905-1907
7. Контрольная работа Сравнительный анализ программ по русскому языку В.В. Бабайцевой и Т.А. Ладыженской
8. Реферат Природные ресурсы России 3
9. Курсовая на тему Правонарушения и юридическая ответственность как основные категори
10. Реферат на тему Praise Of A Bilingual Country Essay Research