Проектирование двигателя внутреннего сгорания
Выбор числа цилиндров и компоновочной схемы двигателя внутреннего сгорания. Силы и моменты, действующие на коленчатый вал. Проектирование агрегатов наддува, охлаждения воздуха и смазки. Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма двигателя.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | дипломная работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 14.05.2014 |
| Размер файла | 4,4 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
Двигатели внутреннего сгорания - циклический тепловой двигатель, что, как известно, является одним из его недостатков. Вместе с тем циклический принцип осуществления рабочего процесса позволяет реализовать в ДВС высокие температуры и давления газов, которые в настоящее время ещё не реализованы ни в одном другом типе тепловых двигателей. Использование рабочего тела при высоких давлениях и температурах обусловливает высокую экономичность этих двигателей.
Обычно в двигателях внутреннего сгорания возможно превратить в полезную работу лишь 20…43% теплоты от всей подведенной. Остальная часть её уносится отработавшими газами, передаётся в систему охлаждения, в окружающую среду и т.д.
При проведении теплового расчёта необходимо учитывать назначение двигателя, сорт топлива, частоту вращения коленчатого вала и конструктивные особенности проектируемого двигателя.
Для проектирования двигателя нужно учитывать его компоновку. Компоновка двигателя должна обеспечить оптимальное взаимное расположение всех агрегатов, их доступность при обслуживании. Условия эксплуатации двигателя, характер обслуживания, а также серийность производства в значительной степени определяют и требования к компоновке двигателя.
Проектируемый двигатель является легким быстроходным двигателем достаточно высокой мощности крупносерийного или массового производства (легкового автомобиля, тяжелого грузового автомобиля, быстроходного катера). Поэтому допустимы все технологические приемы, специальное высокоточное оборудование, расположенное в линии, предназначенные для изготовления отдельных деталей и т. д. Здесь можно применять решения, требующие значительных предварительных затрат. Срок службы таких двигателей обычно относительно невелик, ремонт -- обезличенный. Компоновка их должна обеспечить наибольшую компактность, приспособленность к технологии массового производства, отсутствие решений, требующих применения высококвалифицированного ручного труда. Доступность в эксплуатации нужна только к местам и узлам, требующим технического ухода, а количество таких мест должно быть сведено до минимума. Двигатели этой группы должны быть рассчитаны на работу без какой-либо разборки до заводского ремонта.
Однако для получения удачной конструкции необходимо предварительно оценить возможные решения узловых вопросов для создаваемого двигателя и затем увязать их в единую систему, проводя при этом параллельно все необходимые прочностные, газодинамические и другие расчеты.
Такими узловыми вопросами являются:
выбор числа цилиндров и общей компоновочной схемы двигателя;
оценка конструкции газового стыка и общая компоновка головки цилиндра;
оценка силовой схемы и конструкции остова двигателя;
оценка агрегатов наддува, охлаждения воздуха и принципиальные схемы систем воздухоснабжения, охлаждения и смазки.
После принятия предварительных решений по указанным вопросам должны быть проведены необходимые проверочные расчеты и разработана общая компоновка двигателя.
Следует отметить, что компоновка двигателя - это комплексная задача, решение которой не может быть оптимальным по всем вопросам. Это всегда оптимизация с компромиссными решениями по ряду вопросов. Неправильные решения, связанные с переоценкой одних и недооценкой других требований, неизбежно приведут к значительным потерям времени при доводке двигателя.
В этом случае, если какие-либо из исходных позиций были в корне ошибочными, двигатель не будет создан, его не удастся довести до работоспособного состояния.
1. Конструкционная часть
двигатель вал шатунный коленчатый
1.1 Тепловой расчёт
1.1.1 Выбор исходных данных для теплового расчёта
Температура окружающей среды, То = 293 К.
Для снижения концентрации окислов азота на номинальном режиме принимаем коэффициент избытка воздуха б - 0,9
Коэффициент полезного тепловыделения
Подогрев заряда от стенок К.
Коэффициент дозарядки.
Коэффициент очистки объема сжатия .
Коэффициент учитывает не одинаковость теплоемкости смеси и остаточных газов.
Коэффициент полноты диаграммы .
1.1.2Расчёт процесса наполнения
Цель расчёта процесса наполнения - определение давления и температуры свежего заряда в конце хода выпуска. т.к. двигатель без наддува.
Температура воздуха перед впускными органами:
Необходимо стремиться наполнять цилиндр максимально возможным количеством свежего заряда. С этой точки зрения и оценивается совершенство процесса наполнения, характеризуемое величиной коэффициента наполнения :
Где МПа
Коэффициент остаточных газовнаходим принимая температуру остаточных газов равнойK.
Температура рабочего тела в начале сжатия:
1.2 Процесс сжатия
Цель расчёта процесса сжатия - определение давления и температуры свежего заряда в конце этого процесса.
Находим значение среднего показателя политропы сжатия
Давление и температура в конце сжатия:
Средняя теплоёмкость топливной смеси при сжатии:
Термохимический расчёт процесса сгорания
Цель расчёта процесса сгорания - определение максимальных значений давления и температуры газов при сгорании топлива.
В качестве топлива выбираем бензин состава:
Стехиометрическое количество воздуха, теоретически необходимое для сгорания:
Количество свежего заряда :
Количество продуктов сгорания при :
Термические коэффициент молекулярного изменения смеси:
Действительный коэффициент молекулярного изменения смеси:
Коэффициент молекулярного изменения смеси в точке z,:
Низшая теплотворная способность топлива
Молекулярная теплоемкость топлива:
=(18,42+2,6б)+(1.55+1.38 б); =(18,42+2,6 0.9)+(1.55+1.38 0.9);
=20.76+2.4;
=20.76+0.002
Значения температуры сгорания находим из уравнения сгорания:
=;
;
,5
:
=20.76+0.002;
Подставим из уравнения в уравнение :
(20.76+0.002=
20.76+0.002=.
.
.
= 2898
Таким образом(К), следовательно:
=20.76+0.002=27.72
Давление газов в цилиндре в конце сгорания:
Процесс расширения
Цель расчёта процесса расширения - определение давления и температуры газов в конце расширения. Процесс расширения в реальных двигателях осуществляется по политропе с переменным показателем.
Практическое использование переменных значений показателя политропы расширения, как и показателя сжатия, затруднительно, поэтому при расчётах действительный политропический процесс заменяют условным, при котором применяется средний показатель политропы расширения.
==3.82
Степень предварительного расширения:
Степень последующего расширения:
= 9,5
Показатель политропы расширения для бензиновых двигателей:
Тогда температура в конце расширения:
Давление в конце расширения:
Температура остаточных газов (проверка по формуле Е.К. Мазинга):
Таким образом, ошибка в выборе первого приближения:
Допускаемое расхождение до 15%. Условие выполняется.
Индикаторные и эффективные показатели цикла двигателя
Индикаторные показатели характеризуют действительный рабочий цикл и определяются или расчётом цикла или экспериментально по снятой индикаторной диаграмме изменения давления в цилиндре за время рабочего цикла.
Среднее индикаторное давление теоретического цикла:
=
Среднее индикаторное давление действительного цикла:
Индикаторный КПД:
Удельный индикаторный расход топлива:
Эффективные показатели
С учётом относительно высокой частоты вращения коленчатого вала принимаем среднюю скорость поршня из диапазона Условное среднее давление механических потерь:
где: ; для бензиновых двигателей с .
Среднее эффективное давление:
Тогда механический К.П.Д рассчитаем по формуле:
Эффективный КПД:
Удельный эффективный расход топлива:
Расчёт размеров цилиндра
Рабочий объём цилиндра:
С учётом относительно высокой частоты вращения вала двигателя принимаем S/D =1.
Диаметр цилиндра:
Принимаем диаметр цилиндра и ход поршня по стандарту:
Рабочий объём цилиндра:
Рабочий объём (литраж) двигателя:
Литровая мощность:
Поршневая мощность:
Часовой расход топлива:
Эффективный крутящий момент:
Построение индикаторной диаграммы
Завершающим этапом теплового расчёта двигателя может служить построение индикаторной диаграммы.
Объём камеры сжатия:
Полный объём цилиндра:
На графике откладываем основные точки предварительной проектной диаграммы: a,c,z,b,r.
Проводим построение по уравнениям политроп сжатия и расширения:
- сжатие:
- расширение:
Результаты расчетов сведены в таблицу 1.
|
Сжатие |
Расширение |
|||
|
0,086 |
0.58 |
0.410079 |
0.58 |
|
|
0.094879 |
0.54 |
0.449357 |
0.54 |
|
|
0.105469 |
0.5 |
0.495877 |
0.5 |
|
|
0.118282 |
0.46 |
0.551729 |
0.46 |
|
|
0.134042 |
0.42 |
0.619864 |
0.42 |
|
|
0.153818 |
0.38 |
0.704584 |
0.38 |
|
|
0.179237 |
0.34 |
0.812387 |
0.34 |
|
|
0.212896 |
0.3 |
0.953544 |
0.3 |
|
|
0.259192 |
0.26 |
1.145222 |
0.26 |
|
|
0.326121 |
0.22 |
1.418256 |
0.22 |
|
|
0.429745 |
0.18 |
1.83361 |
0.18 |
|
|
0.607133 |
0.14 |
2.529367 |
0.14 |
|
|
0.964295 |
0.1 |
3.890951 |
0.1 |
|
|
1.94649 |
0.06 |
7.482076 |
0.06 |
Рисунок 1.1 Теоретическая индикаторная диаграмма
1.3 Динамический расчет
Основной задачей динамического расчёта двигателя является определение сил и моментов, которые действуют на кривошипно-шатунный механизм (КШМ) и двигатель в целом, для дальнейшего расчёта двигателя на уравновешенность и его деталей на прочность и износостойкость.
Во время работы ДВС на его КШМ действуют силы давления газов, что возникают в цилиндрах двигателя, силы инерции масс, силы трения, гравитационные силы, а также реактивный момент, который действует на двигатель во время его работы с потребителем.
Динамический расчёт цилиндрового двигателя выполняют в такой последовательности:
- определяются с размерами и массами основных деталей кривошипно-шатунного механизма;
- рассчитывают кинематические параметры работы одного цилиндра двигателя и строят графические зависимости их изменения по углу вращения коленчатого вала;
- рассчитывают силы и моменты, которые действуют в одном цилиндре, или на одно колено КВ, в зависимости от угла вращения КВ; определяют силы и моменты, которые действуют от всех цилиндров вдоль коленчатого вала, и рассчитывают суммарные нагрузки от них, место их приложения.
1.3.1 Определение размеров и масс основных элементов
По ранее полученным в тепловом расчёте диаметру цилиндра и ходу поршня определяем недостающие размеры КШМ.
Длину главного шатуна определяем как:
Размеры поршня, шатуна, коленчатого вала и других элементов определяем по методическим пособиям.
Для расчёта сил инерции деталей КШМ определяем массы этих деталей, если быть конкретней:
- поршневой группы;
- шатунов;
- шатунных шеек и щек коленчатого вала.
Приблизительное определение масс элементов КШМ проектируемого двигателя проводим следующим путем: эскизно в масштабе чертим конструкцию поршневого комплекта, шатуна и одного колена КВ. Чертежи, указанных элементов КШМ, выполняем на ЭВМ с применением программ трёхмерного проектирования. Это позволит быстро и максимально точно определить объемы и массы деталей. Трёхмерные модели деталей представлены в приложении А (рис.А.1-А.3).
В результате эскизного проектирования получили следующие массы элементов КШМ:
-поршневого комплекта ;
-шатуна;
-шатунной шейки КВ ;
-щеки КВ .
1.3.2 Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма двигателя
Перемещение поршня рассчитывается по формуле:
,
где радиус кривошипа (),
отношение радиуса кривошипа к длине шатуна (),
угол поворота коленчатого вала.
Расчет производится через каждые 15° угла поворота коленчатого вала.
Угловая скорость вращения коленчатого вала:
.
Скорость поршня:
.
Ускорение поршня:
.
Результаты вычислений приведены в таблицу А1 (Приложение А) и представлены на рисунке 1.2.
Рисунок 1.2 Зависимость Sп, Vп, Jп от угла поворота коленчатого вала
1.3.3 Силы, действующие в КШМ
Определение сил давления газов в цилиндре.
Изменение силы давления газов, которые действуют на поршень со стороны камеры сгорания за один цикл работы двигателя, находят из действительной индикаторной диаграммы. С этой целью теоретическую диаграмму в pv-координатах, которая была построена по результатам теплового расчёта, скругляем.
Для того, чтобы скруглить полученную диаграмму воспользуемся бицентровой диаграммой Брикса. Для этого на pv-диаграмме отметим окружность, вписанную между придельными значениями объема, а потом от точки, смещённой на
под углом ?б=12? проводим лучи и т.д. В результате получим шкалу углов б поворота КВ.
В связи с тем, что сгорание топлива происходит не мгновенно, а за некоторое время, фактическое максимальное давление меньше определенного теоретического давления и составляет
Действительное значение максимального давления рz отвечает обороту КВ после ВМТ на ?бz = 10...40?, принимаем ?бz = 25?..Промежуток времени который определяет запаздывание воспламенения топлива, то есть отрезок з-с', на индикаторнойдиаграмме в уграх поворота КВ состовляет:
?3= (0,1…0,12)б3
Вовремя округления диаграммы считают, что точка z'лежит на расстоянии?Vz=(0,015…0,025)Vh.
Полученные таким образом точки c',z' и кривую расширения возле точки z диаграммы действительного цикла обводим плавной линией.
Рисунок 1.3 Перестроение теоретической индикаторной диаграммы из pV-координат в координаты p методом Брикса
Скругление теоретической диаграммы в конце расширения продуктов сгорания и в начале впуска свежей смеси, вызванное опережением открытия впускного клапана (точка b') и опозданием его закрытия (точка r'), проводим согласно положению этих точек, которые отвечают углам б3, б4 .
После построения индикаторной диаграммы действительного цикла строим развёрнутую диаграмму сил давления газов по углу вращения КВ (рисунок 2,3).
Пользуясь развёрнутой индикаторной диаграммой действительного цикла определяем значения давлений газов Рг и заносим их в таблицу Б2 (Приложение Б).
Определение сил инерции поступательно движущихся масс. Суммарная масса поступательно движущихся частей КШМ является:
Рисунок 1.4 Развернутая индикаторная диаграмма изменения давления по углу поворота коленчатого вала
,
где - масса поступательно движущейся части шатуна(рисунок 2,4)
===
Значения , , L были получены в результате эскизного проектирования шатуна:
, , .
Рисунок 1.5 Схема разнесения масс шатуна
Действующая на поршень сила инерции масс, совершающих возвратно-поступательное движение, равна:
= ,
- силы инерции первого порядка,
- силы инерции второго порядка.
Следовательно, удельную силу инерции ПДМ, относительную к площади поршня рассчитываем по формуле:
где - масса ПДМ;
- радиус кривошипа коленчатого вала;
- угловая скорость коленчатого вала,.
Суммарная сила , действующая на поршневой палец, определяется алгебраическим сложением сил давления газов и сил инерции ПДМ по формуле:
.
Результаты расчета сил , и сводятся в таблицу Б2(Приложение Б), и строится сводный график сил, действующих на поршень по углу поворота коленчатого вала (Рисунок 2.5).
Рисунок 1.6 Диаграмма изменения сил рг , р и рі в зависимости от угла поворотаколенчатого вала
Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала. От действия суммарной силы возникают следующие силы (рис.2.6):
N - суммарная нормальная (боковая) сила, направленная перпендикулярно оси цилиндра, определяется по формуле:
;
Z - суммарная радиальная сила, направленная по радиусу кривошипа, определяется по формуле:
;
Т - суммарная тангенциальная сила, направленная перпендикулярно к радиусу кривошипа, определяется по формуле:
Рисунок 1.7 Схема сил, действующих на детали КШМ одного цилиндра
К - суммарная сила, действующая вдоль шатуна определяется по формуле:
,
где в - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра,
.
Результаты расчета сил K, N, TиZ сводятся в таблицу Б2 (Приложение Б).
Диаграммы изменения этих сил в зависимости от угла поворота коленчатого вала представлены на рисунке 2.7.
Рисунок 1.8 Кривые изменения сил K,N,Z,T по углу поворота КВ
Без учёта массы противовесов и полагая, что вращающаяся масса шатуна и массы щёк колена и шатунной шейки приложены в точке пересечения оси цилиндра с осью шатунной шейки, определяем постоянно действующую центробежную силу от этих вращающихся масс:
где - центробежные силы от вращающейся массы шатун , массы шатунной шейки , и массы щеки коленчатого вала.
Далее определяем равнодействующую q нормальных и тангенциальных сил:
Полученные данные заносим в таблицу Б3 (Приложение Б).
1.3.4 Силы и моменты, действующие на колена коленчатого вала
Последовательность работы цилиндров двигателя зависит от схемы взаимного расположения кривошипов, или колен его КВ.
Взаимное расположение колен КВ определяется рядом требований.
Первое требование предусматривает условие равенства интервалов между вспышками в одном ряду двигателя. Согласно с этимугол поворота КВ между двумя последовательными вспышками для нашего двигателя определяем по формуле:
Второе требование обеспечивается тем, что колена КВ расположены таким образом, чтобы центробежные силы уравновешивались и не образовывали неуравновешенной пары сил.
Для данного типа двигателя, руководствуясь определенным углом и существующими схемами взаимного расположением кривошипов КВ, выбираем равномерную продольно-несимметричную схему (рисунок 2.8)
Рисунок 1.8 Схема КВ
После выбора схемы расположения кривошипов КВ и направления его вращения определяем последовательность вспышек в цилиндрах двигателя.
Для пяти цилиндрового однорядного двигателя, пользуясь данными, которые приведены в методическом пособии[1, с91-102], выбираем порядок работы
Определение сил и моментов, действующих на КВ
Колено каждого цилиндра многоцилиндрового двигателя (рисунок 2.9) нагружено силами z, t, С и крутящим моментом М, который складывается с двух составных и называется набегающим крутящим моментом.
Значение сил n, k, t и z, которые были определены выше будут одинаковыми для всех цилиндров для одинаковых значений углов поворота КВ относительно начала цикла в этих цилиндрах.
Для определения нагрузок, которые действуют на КВ, принимаем условие, в соответствии с которым углы его вращения отсчитываются с момента, который отвечает положению поршня 1-го цилиндра в ВМТ и началу цикла в нём.
Рисунок 2.9 Схема нагружения колена КВ
Поэтому, после того как мы выбрали углы между вспышками, порядок зажигания в цилиндрах будет таков:
- для первого цилиндра ;
- для второго цилиндра ;
- для третьего цилиндра ;
-для четвертого цилиндра ;
-для пятого цилиндра
Таким образом, когда колено 1-го цилиндра будет находиться в положении от начала цикла в нем, колено i-го будет занимать положение, которое соответствует углу от начала цикла в этом цилиндре.
Набегающие моменты , , которые скручивают шатунные шейки, считаем по зависимости:
Набегающие моменты , …. которые скручивают коренные шейки, , считаем по зависимости:
Вычисляем для каждого блока цилиндра силу t, нормальную z и равнодействующую q нормальных и тангенциальных сил, в соответствии с порядком вспышек в цилиндрах. Просуммировав силы каждого блока цилиндров, получаем силы, которые соответствуют этому блоку. Потом эти силы распределяем на шейки КВ, также в соответствии с определённым порядком вспышек. Результаты указаны в таблице Б4 (Приложение Б).
Теперь считаем суммарный крутящий момент от всех цилиндров двигателя, этот момент и есть индикаторным крутящим моментом двигателя, который отвечает его индикаторной мощности:
,
где - тангенциальная сила, которая соответствует крутящему моменту на коренной шейке, расположенной за последним коленом,
R- радиус кривошипа,
Fп - площадь поршня,
Результаты расчетов приведены в таблице Б3(Приложение Б). На (рис.2.10) представлена диаграмма изменения суммарного крутящего момента на выходной коренной шейке КВ.
Среднее значение крутящего момента приближенно определяется по формуле:
Рисунок 1.10 Диаграмма изменения крутящего момента Мдв от угла поворота коленчатого вала
1.3.6 Векторные диаграммы давления на шатунные и коренные шейки и подшипники
Построение векторной диаграммы давления на шатунную шейку. На первом этапе строим диаграмму без учета центробежной силы Сш от массы шатуна. Для этого проводят координатные оси удельных сил t и z с центром О1 (рис. 12). Принимаем, что эти координатные оси диаграммы жестко закрепленные на шатунной шейке, а их центр О1 совпадает с центром шатунной шейки. Силу z направляем вдоль радиуса кривошипа. А силу t перпендикулярно радиусу кривошипа и положительным считаем направление, совпадающее с направлением действия тангенциальных сил, которые вызывают положительный крутящий момент, т.е. в сторону вращения КВ.
Для каждого положения КВ, начиная с и до конца цикла выбираем значение сил t и z из таблицы Б.4 приложения Б, действующих на шатунную шейку от одного цилиндра.
На втором этапе построения диаграммы учитывают центробежную силу Сш, которая рассчитывается по формуле:
где - масса части шатуна, которая вращается вокруг оси коленчатого вала;
- радиус кривошипа;
- угловая скорость КВ;
- диаметр цилиндра;
Далее ее учета начало координат О1 диаграммы переносят вдоль положительного направления оси z на расстояние удельного значения силы Сш в точку О.
По диаграмме (рис. 12) находим наименее нагруженную зону шейки, которая находится на дуге cmd. Угол, под которым распологается канал подвода масла к шатунному подшипнику, принимаем равным 50о относительно оси z.
Рисунок 1.12 Векторная диаграмма давления на шатунную шейку
Построение векторной диаграммы давления на шатунный подшипник. При построении диаграммы шатунного подшипника учитываем, что силы, которые действуют на шатунный подшипник, по величине равны силам, которые действуют на шатунную шейку КВ, но направленные в противоположную сторону. При этом, когда кривошип или шатунная шейка вращается на угол , подшипник шатуна вращается относительно шейки на угол . Угол расчитываем по формуле . Результаты значений углов и приведены в таблице В.1 (Приложение В).
Построение диаграммы проводим при помощи программного обеспечения “КОМПАС-3D” испльзуя принцип “виртуальной кальки”.
Векторная диаграмма давления на шатунный подшипник изображена на рис.13.
Рисунок 1.13 Векторная диаграмма давления на шатунный подшипник
Построение векторной диаграммы давления на коренную шейку. Учитывая, что на каждое колено КВ действуют силы Z, T и C, величины сил реакций, которые действуют на предыдущую и следущую коренные шейки i-го колена, находим по формулам: - предедущая шейка:
- следующая шейка:
Поскольку в общем случае соседние колена КВ расположены под углом, для определения результативных сил реакции, которые действуют на коренную шейку, расположенную между этими коленами, соответствующие силы реакций геометрически составляют (рис. 15).
Рисунок 1.14 Схема нагрузки коренной шейки
Таким образом согласно схемы, изображенной на рис. 17, получаем формулы для определения сумм проекций на координатные оси Z и Т:
Результаты расчетов приведены в таблице В.2 (Приложение В).
Рисунок 1.15 Векторная диаграмма давления на коренную шейку
Построение векторной диаграммы давления на коренной подшипник.
При построении диаграммы коренного подшипника учитываем постоянно действующие центробежные силы. Для их учета центр координат О1, с изображением колена переносим в точку О с координатами [-zC1/2;-tC1/2].
Построение диаграммы проводим при помощи программного обеспечения “КОМПАС-3D” испльзуя принцип “виртуальной кальки”.
Рисунок 1.16 Векторная диаграмма давления на коренной подшипник
1.3.7 Определение геометрических и кинематических параметров элементов газораспределения
Выбор параметров газораспределения впускных клапонов.
Под фазами газораспределения понимают моменты начала открытия и конца закрытия клапанов, выраженные в градусах поворота коленчатого вала относительно мертвых точек. Для лучшего наполнения цилиндров горючей смесью впускной клапан начинает открываться за до прихода поршня в в.м.т., а полностью закрывается после прохода им н.м.т. .Для лучшей очистки цилиндров от отработавших газов выпускной клапан начинает открываться за до прихода поршня в н.м.т., а полностью закрывается через после прохождения им в. м. т.
Из диаграммы видно, что впускной клапан начинает открываться, когда выпускной клапан еще полностью не закрылся. Угол одновременного открытия обоих клапанов
называется перекрытием клапанов. Продолжительное перекрытие клапанов способствует снижению токсичности отработавших газов.
Продолжительность открытия впускных клапанов выбираем по методическому пособию и принимаем равной боткр=230о(см. Диаграмму газораспределения рис. 1.2.6.1.1).
Рисунок 1.17 Диаграмма газораспределения
Размеры седла клапана и горловины или диаметр тарелки клапана dк (рис. 1.2.6.1.2) выбираем согласно статистическим данным. Для двигателей с четырьмя клапанами:
Диаметры выпускных клапанов, принимаем несколько меньше для снижения их температуры и уменьшения коробления. Обычно это отношение лежит в таких пределах:
Диаметр стержня клапана, при подводе клапана непосредственно от кулачка, расчитывается по формуле:
Площадь сечения горловины:
где dг?dк - диаметр горловины клапана.
Максимальная высота подьема клапана:
Профилирование кулачков впускных клапанов распределительного вала
Для данного двигателя будем профилировать кулачки с выпуклым профилем, образованным дугами окружностей. Особенность данного профиля состоит в том, что начальный участок ab профиля образован не прямой, касательной к начальной окружности кулачка, а дугой окружности, касательной к ней. Это позволяет использовать данные кулачки для толкателей с плоской поверхностью контакта (рис 1.2.6.2.1).
Определим высоту профиля кулачка, непосредственно воздействующего на клапан, с учетом величины теплового зазора S, по формуле:
Для впускных клапанов:
Затылок кулачковой шайбы строят начальной окружностью с радиусом:
где, d - диаметр РВ. Для автомобильных двигателей его определяют:
Угол соответствует углу поворота КВ в течении времени от открытия клапана до его закрытия:
- для впускных клапанов:
- для выпускных клапанов:
где - углы опережения открытия и запаздывания закрытия впускных клапанов, - углы опережения открытия и запаздывания закрытия выпускных клапанов.
Зная углы , можно их определить с учетом теплового зазора:
Определим расстояние е1:
Угол выдержки клапана в полностью открытом состоянии выбираем из условия:
Определим величину е2 по зависимости:
где
тогда
Величину r1 и r2 определим по формуле:
Определим углы :
Построение графиков кинематических характеристик впускных клапанов.
Значение величины подъема, скорости и ускорения движения толкателя и клапана определяется зависимостями:
- на участке ab
- на участке bс
угловая скорость вращения РВ,
- число оборотов РВ в минуту.
Результаты расчетов занесены в таблице Г1 (Приложение Г) и представлены графически
Рисунок 1.17 Зависимость кинематических характеристик впускного клапана.
Параметры для построения диаграммы изменения площади проходного сечения впускного клапана рассчитываем по упрощенной формуле:
Результаты расчетов приведены в таблице Г2 (Приложение Г). Диаграмма изменения площади проходного сечения представлена на рисунке 1.2.6.3.2.
Рисунок 1.18 Диаграмма изменения проходного сечения впускного клапана.
1.4 Прочностной расчет основных деталей КШМ двигателя
1.4.1 Расчёт поршня
Материал корпуса поршня - АК6 ГОСТ 4784-97. Точный расчет на прочность деталей либо весьма затруднителен, либо вовсе невозможен. Это объясняется сложностью определения как величины и характера всех действующих усилий, так и распределения этих усилий по сечениям рассчитываемой детали. Поэтому целесообразно применять упрощенные схемы расчета на прочность.
Износостойкость юбки поршня косвенно оценивается по удельному давлению , МПа, в сопряжении юбка - цилиндр. Оценка проводится на режиме номинальной мощности по зависимости:
где :
Для дизельных двигателей
1.4.2 Расчет поршневого пальца
Для изготовления поршневого пальца используют следующий материал :Сталь45.Во время работы поршневой палец подвергается воздействию переменных по величине нагрузок, носящих большей частью ударный характер. В нём появляются напряжения изгиба, среза и овализации, вызывающие его поломку.
Износостойкость пальца оценивают по удельным давлениям между втулкой шатуна, бобышками поршня и опорными поверхностями пальца (МПа):
Где Н
Для современных двигателей:
, .
где:
Изгиб пальца. Расчёт изгибающих напряжений в конструкции пальца проводится с использованием расчётной модели, предложенной Р.С. Кинасошвили. Эта модель представляет собой балку, характер распределения действующих сил по длине которой показано.
Где Р= Н.
Характерные напряжения для пальцев автотракторных двигателей:
Максимальные касательные напряжения в пальце от среза возникают в его сечениях между торцами бобышек и втулки шатуна. Их значение в нейтральной плоскости определяется зависимостью:
Для пальцев автомобильных ДВС напряжения, вычисленные по этому уравнению, находятся в пределах 80…120 МПа.
1.4.3 Расчёт поршневого кольца
Выбираем материал для расчета поршневого кольца: СЧ 21 - 40.Материал для изготовления поршневых колец должен быть износостойким.
- высота кольца , для дизелей принимается равной 1,75…3 мм.
- радиальная толщина
- величина относительного пружинения кольца
,
где: S - зазор в замке кольца в свободном состоянии;
зазор в замке кольца в рабочем его положении (0,05…0,1 мм)
Среднее по периметру значение давления кольца на зеркало цилиндра определяется по уравнению для бруса малой кривизны:
где: µ0,2 - коэффициент, учитывающий влияние формы эпюры давления на
Определяются напряжение изгиба, возникающие в сечении кольца, противоположном замку в его рабочем состоянии:
Оцениваются значения напряжения в кольце при разведении замка и надевании его на поршень:
1.4.4 Расчет стержня и головки шатуна
Выбираем матеріал шатуна Сталь 10Х ГОСТ1050-87. Конструктивные размеры шатуна рис.3.3 выбираем согласно рекомендаций [2], эскиз приведен в приложении Б, рис.Б2:
- ширина поперечного сечения стержня шатуна в средней части стержня на расстоянии;
- высота поперечного сечения стержня шатуна в средней части стержня на расстоянии ;
- наружный диаметр поршневой головки;
-внутренний диаметр поршневой головки.
Рисунок 1.19 Схема шатуна
Расчет стержня шатуна
Шатун очень нагруженная деталь. Именно шатун передает усилие .развиваемое расширяющимися в цилиндре сгорания топлива ,на кривошип коленвала . При промышленном производстве шатун изготавливается из алюминиевых сплавов методом штамповки. Для данного расчета я выбрала В 95.
Стержень шатуна работает в условиях пульсирующего цикла нагрузки.
Максимальное напряжение цикла определяется по формуле:
,
где - коэффициент, соответствующий работе шатуна на сжатие;
- площадь среднего сечения стержня шатуна на расстоянии; - максимальная сила давления газов
- сила инерции от массы поршневой группы:
Следовательно, получаем максимальное напряжение цикла:
Минимальное напряжение цикла:
,
Среднее и амплитудное напряжение определяется по формулам:
Запас прочности при асимметричном цикле:
,
где - масштабный коэффициент;
коэффициент, учитывающий несимметричность цикла;
- предел усталости от растяжения-сжатия при симметричном цикле;
- предел усталости при пульсирующем цикле.
Тогда коэффициент запаса прочности при асимметричном цикле равен:
.
Запас прочности должен быть не менее 1,8…2,0.
Проверим запас прочности также по пределу текучести:
Расчет верхней головки шатуна
При расчете шатуна можно ограничиться определением относительного уменьшения диаметра верхней головки по формуле:
,
где
- сила инерции от массы поршневой группы;
- модуль упругости материала шатуна (Сталь 10Х ГОСТ1050-87);
Тогда получаем, что:
Величина не должна превышать .
1.4.5 Расчет коленчатого вала с учетом переменных нагрузок
Выбираем материал КВ Сталь 40Х ГОСТ14543-87Коренные шейки нагружаются главным образом крутящим моментом, поэтому запас прочности оцениваем только по касательным напряжениям.
Момент сопротивления кручению шейки КВ определяется по формуле:
где, - диаметр коренной шейки.
Тогда:
Расчетпроизводится для выходной шейки. Максимальные и минимальные касательные напряжения подсчитываются по формулам:
где и - максимальное и минимальное значение крутящего момента.
Следовательно, получаем
Определяем амплитудное и среднее значение касательных напряжений в цикле:
Определим коэффициент для ассиметричного цикла нагрузки:
,
где - предел выносливости материала на кручение при симметричном цикле;
- предел выносливости при пульсирующем цикле.
Следовательно,
.
Определяем запас прочности при асимметричном цикле нагрузки по:
Запас прочности должен быть не меньше 1,8…2,0. Так как значения не входит в указанные приделы то необходимо увеличить параметры шеек коленчатого вала.
1.5 Расчет масляной системы двигателя
Надлежащая смазка трущихся деталей двигателя имеет решающее значение для обеспечения его наиболее экономичной, надежной работы, а также для повышения срока службы двигателя.
Основное назначение системы смазки двигателя заключается в обеспечении минимального трения во всех механизмах, вымывание продуктов износа из пар трения, охлаждение. Кроме того, смазка способствует уплотнению поршневыми кольцами внутрицилиндрового пространства и защищает детали двигателя от коррозионного разрушения.
Объем масла в смазочной системе для уменьшения массы двигателя должен быть по возможности малым, но достаточным для заполнения всей системы, смачивания деталей и стенок картера и создания определенного запаса, компенсирующего расход масла между заправками двигателя. Этот расход для двигателей различных типов в зависимости от их износа составляет 0,2 - 3% расхода топлива.
Тогда объем масла заливаемого в масляную систему двигателя будет равен:
?100=3л.
Расчет масляного насоса.
Расчёт масляного насоса заключается в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляцион-ного расхода масла в системе.
Циркуляционный расход масла зависит от количества отводи-мого им от двигателя тепла . Если количество тепла, отводимое от двигателя маслом неизвестно, то пользуются величиной удельного количества теплоты отводимого от двигателя , которое для карбюраторных двигателей лежит в пределах . Принимаем .
Определим циркуляционный расход масла:
,
где - коэффициент запаса масла, необходимого на случай перегрузки и форсирования двигателя, нарушения герметичности соединений системы, увеличения зазоров при изнашивании, а также для обеспечения давления масла в системе. Принимаем ;
- номинальная эффективная мощность двигателя;
- перепад температуры масла на выходе из двигателя и на входе в него,
- средняя теплоемкость масла;
- плотность масла.
В связи с утечками масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его определяют с учетом объемного коэффициента подачи .
Приняв определим расчетную производительность насоса :
.
В двигателях в качестве нагнетающих и откачивающих масляных насосов применяют главным образом объемные шестеренные и винтовые насосы, отличающиеся надежностью, способностью создавать большие давления, простотой конструкции и малой стоимостью. Шестеренные насосы по сравнению с винтовыми имеют более простую конструкцию и меньшую стоимость, поэтому будем использовать односекционный шестеренный насос с прямозубыми шестернями.
Из рекомендуемого диапазона чисел зубьев Z = 6..18, зададимся числом зубьев шестерни Z=9 и модулем зацепления .
Задавшись числом зубьев и модулем зацепления, определим диаметр делительной окружности:
.
Диаметр вершин зубьев определяем по эмпирической зависимости:
.
Окружная скорость вращения шестерни на внешнем диаметре не должна превышать 8…10 м/с. При больших значениях скорости коэф-фициент подачи насоса значительно уменьшается. Принимаем ее равной
.
Определим потребное число оборотов шестерни маслонасоса, которое обеспечит расчетную производительность насоса:
.
Задавшись значениями , и , определим длину зуба шестерни:
.
Примем, что в двигателе реализуется давление масла
Зададимся величиной механического КПД масляного насоса
Определим мощность, затрачиваемую на привод масляного насоса:
.
Расчет площади масляного радиатора.
Масляный радиатор представляет собой теплообменный аппарат для охлаждения масла, циркулирующего в системе двигателя. В данном двигателе масло охлаждается потоком воздуха, обтекающего поверхность радиатора.
Количество тепла, отводимого маслом от двигателя, определяем по формуле:
где - перепад температуры масла на выходе из двигателя и на входе в него
- средняя теплоемкость масла.
- плотность масла.
Коэффициент теплопередачи от масла в воздух:
Поверхность охлаждения масляного радиатора, обдуваемого воздухом:
1.6 Расчет системы жидкостного охлаждения двигателя
Распределение затрат теплоты, полученной в результате сгорания топлива, на полезную работу и потери называется тепловым балансом двигателя.
Система охлаждения двигателя поддерживает определенный, наиболее выгодный тепловой режим его работы. При переохлаждении увеличиваются потери на трение, уменьшается мощность двигателя, на холодных деталях конденсируются пары бензина и в виде капель стекают по зеркалу цилиндра, смывая смазку. Возрастает износ деталей, и чаще требуется заменять масло.
Перегрев ухудшает количественное наполнение цилиндра горючей смесью, вызывает разжижение и выгорание масла, в результате чего могут заклиниться поршни в цилиндрах, и выплавится вкладыши подшипников.
Чтобы избегать перегрева и поддерживать наиболее оптимальный режим работы двигателя, необходимо достаточно точно рассчитать и изготовить детали системы охлаждения. В данной работе мы будем рассчитывать оббьем жидкости, заливаемый в систему, диаметр патрубков системы и рассчитаем, а также спрофилируем поточную часть водяного насоса.
Расчет объема жидкости в системе охлаждения двигателя.
Объём жидкости в системе охлаждения должен быть по возможности минимален, но на столько, чтобы обеспечивать поддержание наиболее оптимальной температуры для работы двигателя, и запас, необходимый в случае нарушения герметичности системы. Для бензиновых двигателей при номинальной мощности емкость системы охлаждения в дм3 выберем из диапазона значений:
.
Принимаем дм3.
Расчет насоса системы охлаждения.
Насос системы охлаждения двигателя служит для обеспечения непрерывной циркуляции охлаждающей жидкости с целью охлаждения некоторых агрегатов при помощи радиаторов.
Для нахождения циркуляционного расхода охлаждающей жидкости , который необходим для расчёта насоса, принимаем следующие значения:
- количество теплоты отводимой охлаждающей жидкостью от двигателя
,
где qохл=3000кДж/кВт*ч - удельное количество тепла.
- средняя теплоемкость жидкости Дж/кг•К;
- средняя плотность жидкости кг/м3;
- температурный перепад жидкости в радиаторе К.
Зная все необходимое для нахождения циркуляционного расхода охлаждающей жидкости, находим его:
.Расчетная производительность насоса определяется с учётом утечек жидкости из нагнетательной полости во-всасывающую:
,
где - коэффициент подачи насоса, который для центробежных насосов лежит в пределах 0,8-0,9.
Входное отверстие насоса должно обеспечить подвод расчётного количества воды. Это достигается при выполнении условия:
Следовательно:
;
где м/с - скорость жидкости на входе в насос;
м - радиус ступицы крыльчатки.
Определяем окружную скорость на выходе из колеса:
,
где и - углы между направлениями скоростей ;
- гидравлический КПД насоса().
Избыточное давление в системе охлаждения предназначено для повышения температуры кипения, охлаждающей жидкости, а также для обеспечения запаса давления на гидравлические потери в каналах системы.
Предварительно задаваясь частотой вращения колеса , определим радиус крыльчатки:
.
Окружная скорость входа потока (из соотношения скоростей к радиусам) равна:
.
Угол между скоростями и принимается , при этом:
.
Радиальная скорость потока на выходе из колеса:
.
Ширина лопатки на входе:
,
где - число лопаток на крыльчатке;
м - толщина лопатки у входа;
м - толщина лопатки у выхода.
Определим мощность, потребляемую водяным насосом:
,
где - механический КПД насоса.
Определение режимных и конструктивных параметров системы охлаждения двигателя.
Определение диаметра патрубков системы охлаждения так же, как и предыдущие расчеты являются весьма важной частью расчетов. При недостаточном диаметре не будет осуществляться расчётный циркуляционный расход. Слишком большой диаметр будет негативно влиять на компоновочные и проектировочные свойства двигателя. Основным параметром для расчёта является циркуляционный расход охлаждающей жидкости.
Диаметр патрубка можно определить по зависимости:
Следовательно:
.
1.7 Выбор и расчет норм надежности двигателя
Надежность двигателя - это свойство нормально (без поломок, недопустимых износов, потери мощности и т.д.) работать в пределах оговоренного межремонтного срока службы при условии соблюдения всех требований инструкции по эксплуатации. Она определяется степенью отработанности конструкции и технологии изготовления, а также стабильностью качества применяемых материалов.
Для определения надежности рассматриваемого двигателя и определения его ресурса используем методику прогнозирования структурной надежности ДВС.
Структурной надежностью двигателя называют его результирующую надежность при заданных значениях надежности всех элементов, что входят в состав ДВС.
Зададимся ресурсом безотказной работы двигателя и нормой надежности при количестве элементов:
,
где - количество элементов в цилиндре;
- количество цилиндров.
Находим значения интенсивности отказов двигателя:
Пересчитываем значения интенсивности отказов для одного элемента:
Следовательно, средняя наработка до отказа составит:
Тогда средняя наработка до отказа элемента равна:
Определим вероятность безотказности работы двигателя:
Повышение надежности работы двигателя связано, в первую очередь, с повышением усталостной прочности деталей, с уменьшением концентрации напряжений, применением азотирования, накатки галтелей и других видов поверхностного упрочнения.
В двигателестроении обычно устанавливаются следующие регламентированные виды сроков службы:
а) назначенный ресурс до первой переборки, т.е. до первой необходимости произвести вскрытие цилиндропоршневой группы для осмотра или промывки поршневых колец (возможна и смена колец), либо для притирки клапанов;
б) назначенный ресурс до капитального ремонта (ресурс), при котором осуществляется полная разборка двигателя с перешлифовкой коленчатого вала и заменой подшипников.
1.8 Диагностика деталей двигателя
Методы неразрушающего контроля при производстве деталей. Одним из эффективных способов поддержания высокой надежности техники и увеличения сроков её службы является обязательное применение на этапах производства, эксплуатации и ремонта различных методов неразрушающего контроля ответственных деталей и узлов.
Методы неразрушающего контроля предназначены для выявления дефектов (нарушения сплошности материала, оценки его структуры и физико-химических свойств, контроля геометрических размеров изделий и т.д.). Методы неразрушающего контроля в зависимости от физических явлений положенных в их основу подразделяют на акустические, капиллярные, магнитные, оптические, радиационные, радиоволновые, тепловые, электрические, электромагнитные. Универсальных методов контроля не существует.
Наиболее распространены в условиях производства, эксплуатации и ремонта авиационной техники магнитные (магнитопорошковый), капиллярные (цветной, люминесцентный и люминесцентно-цветной), токовихревые, акустические, радиационные (рентгенографический и гаммаграфический) и оптические методы (с использованием луп, жестких, гибких эндоскопов).
Выявление поверхностных и подповерхностных дефектов обеспечивают практически все методы (за исключением оптико-визуального и капиллярных, не позволяющих выявить подповерхностные дефекты). Возможности обнаружить дефекты в толще материала или на недоступной стороне детали ограниченны, поэтому здесь приемлемы лишь ультразвуковой и радиационные методы. Причем радиационные методы (наиболее распространенные радиографические с применением рентгеновского и гамма-излучений) не всегда могут конкурировать с ультразвуковым методом, так как требуют доступа к объекту с двух сторон для установки кассеты с пленкой и источника излучения, в то время как контроль деталей с помощью ультразвука возможен при одностороннем подходе к ним.
Методы контроля при производстве поршня двигателя. Поршень является одной из наиболее ответственных деталей в двигателе, поэтому на каждом этапе производства выявлению дефектов уделяется большое внимание. При изготовлении поршня используют следующие виды неразрушающего контроля: ультразвуковой (УЗК), люминесцентный и визуальный методы контроля.
Методы контроля на разных этапах производства поршня:
- Ковка или литье в кокиль: После операции литья (ковки) применяют ультразвуковой метод контроля, с помощью которого определяют инородные включения, газовые и усадочные раковины, пористость, неоднородность структуры, горячие трещины и т.д..
- Механическая обработка поверхностей (боковая поверхность, днище поршня, расточки под пальцы, канавки под кольца и т.д.): После обработки проверяют комбинированным методом, ультразвуковым и люминесцентным методом контроля, во избежание пропуска недопустимых поверхностных и подповерхностных дефектов.
Таким образом, анализ технического состояния деталей, осуществляемый методами неразрушающего контроля, позволяет решать многие задачи: определять работоспособность деталей, выявлять усталостные трещины, изнашивание и повреждение деталей, устанавливать причины образования дефектов и т.д.
1.9 Описание конструкции силового двигателя двигателя
На чертеже общего вида ХАИ.401.445.100.090210.0704909.ВО представлены продольный и поперечный разрезы силового агрегата пятицилиндрового четырехтактного однорядного инжекторного двигателя.
Блок цилиндров (остов двигателя) отлит из специального высокопрочного алюминия АК12 ГОСТ 1583-93, что придает конструкции легкость, высокую герметичность и относительную прочность. Рубашка охлаждениярасположена возле поршней1 и уменьшает деформацию блока от неравномерного перегрева.
В верхней части блока цилиндра находяться головка блока цилиндра 5 (установленная сверху на блок цилиндров, отлита из алюминиевого сплава АЛ2 ГОСТ 1583-93) ,крышка распредвалов 13, два распредвала : впускной 9 и выпускной 10 .Далее с распределительными валами соединены клапаны : впускные 7 и выпускные 8 . Также к распределительному валу и коленчатому валу крепиться : две звездочка распредвала (вторая которая поменьше приводит в движение второй распредвал) 16 и звездочка коленвала. Между двумя распредвалллами находиться свеча 20.
В нижней части блока цилиндров расположены : коленчатый вал 11 отлит из легированной хромистой стали 40Х ГОСТ 14543-87. Коренные и шатунные шейки вала прошлифованы. Для смазки шатунных вкладышей в коленчатом валу просверлены масляные каналы . Также на переднем конце коленчатого вала расположен ременной шкив 18. Шатуны 2 стальные, кованные, с крышками на нижних головках. Крышки шатунов изготовлены методом отрыва от цельного шатуна. Этим достигается более высокая точность установки крышки на шатун. Поршни 1 отлиты из алюминиевого сплава Сплав АК6 ГОСТ 4784-97.Блок картер 4 литой из чугунного сплава СЧ 24-44 ГОСТ 1412-70, прикреплен болтами к блоку 1 цилиндров снизу. Внизу картера расположена пробка , предназначена для слива масла. Распределительные валы установлены в опорах, выполненных в верхней части головки блока, и закреплены крышками . В двигателе по два клапана на цилиндр. Крышка головки блока цилиндров выполнена из алюминия АД1 ГОСТ 4784-97.Маховик 3 уменьшает неравномерность вращения коленчатого вала и выводит кривошипы и поршни из мертвых точек. Кроме того, маховик, обладая большими массой и инерцией, облегчает запуск двигателя. Маховик изготавливают из чугунаСЧ15-32ГОСТ 1412-70. С помощью форсунки 19 топливо впрыскивается под давлением непосредственно в камеру сгорания. С коленвалом соединены 6 коренных подшипников с крышками 12.Внизу находиться поддон 6 а ниже - маслослив с пробкой 17.Также в блоке цилиндров находиться гильзы цилиндров
2. Технологическая часть
Разработка технологического маршрута изготовления детали
Назначение детали и выбор материала
Назначение: плунжер.
Плунжер изготовлен из стали 20Х3МВФк которая жаропрочная релаксационно-стойкая. Сталь перлитного класса. Рекомендуемая температура применения до 500-560 °С; Температура интенсивного окалинообразования 600 °С ; срок работы - от 1000 до 10000 ч.
Таблица 1.1 Химический состав сплава 20Х3МВФГОСТ 20072 - 74
|
C |
Si |
Mn |
Ni |
S |
P |
Cr |
Mo |
W |
V |
Cu |
|
|
0.15 - 0.23 |
0.17 - 0.37 |
0.25 - 0.5 |
до 0.3 |
до 0.025 |
до 0.03 |
2.8 - 3.3 |
0.35 - 0.55 |
0.3 - 0.5 |
0.6 - 0.85 |
до 0.2 |
Таблица 1.2 Механические свойства при Т=20oС сплава 20Х3МВФ
|
Сортамент |
Размер |
Напр. |
?в |
?T |
?5 |
? |
KCU |
Термообр. |
|
|
- |
мм |
- |
МПа |
МПа |
% |
% |
кДж / м2 |
- |
|
|
Прутки, полосы, ГОСТ 20072-74 |
Прод. |
880 |
735 |
12 |
40 |
590 |
Закалка 1030 - 1060oC, масло, Отпуск 660 - 700oC, ... |
Подобные документы
Проектирование кривошипно-ползунного механизма двигателя внутреннего сгорания, определение линейных размеров звеньев. Синтез оптимальных чисел зубьев и кинематический анализ. Исследование качественных характеристик внешнего эвольвентного зацепления.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 23.09.2010Прочностное проектирование поршня двигателя внутреннего сгорания, его оптимизация по параметрам "коэффициент запаса - масса". Расчет шатуна двигателя внутреннего сгорания. Данные для формирования геометрической модели поршня и шатуна, задание материала.
курсовая работа [2,4 M], добавлен 13.06.2013Определение параметров рабочего цикла дизеля. Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна. Построение регуляторной характеристики автотракторного двигателя внутреннего сгорания. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма, параметров маховика.
курсовая работа [309,2 K], добавлен 29.11.2015Повышение удельных параметров двигателя внутреннего сгорания (ДВС) за счет увеличения массы топливного заряда. Турбокомпрессоры в качестве агрегатов наддува ДВС. Центробежный компрессор как основной элемент агрегата, его термодинамический расчет.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 21.02.2011Кинематический анализ двухтактного двигателя внутреннего сгорания. Построение планов скоростей и ускорений. Определение внешних сил, действующих на звенья механизма. Синтез планетарной передачи. Расчет маховика, делительных диаметров зубчатых колес.
контрольная работа [630,9 K], добавлен 14.03.2015Схема кривошипно-шатунного механизма двигателя внутреннего сгорания и действующих в нем усилий. Его устройство и схема равнодействующих моментов. Расчет сил инерции. Диаграмма износа шатунной шейки коленчатого вала. Способы уравновешивания его значений.
контрольная работа [108,6 K], добавлен 24.12.2013Общая характеристика судового дизельного двигателя внутреннего сгорания. Выбор главных двигателей и их основных параметров в зависимости от типа и водоизмещения судна. Алгоритм теплового и динамического расчета ДВС. Расчет прочности деталей двигателя.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 10.06.2014Описание прототипа двигателя ЯМЗ-236. Блок цилиндров, кривошипно-шатунный механизм, газораспределение. Исходные данные для теплового расчета. Параметры цилиндра и двигателя. Построение и скругление индикаторной диаграммы. Тепловой баланс двигателя.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 25.05.2013Общие сведения о двигателе внутреннего сгорания, его устройство и особенности работы, преимущества и недостатки. Рабочий процесс двигателя, способы воспламенения топлива. Поиск направлений совершенствования конструкции двигателя внутреннего сгорания.
реферат [2,8 M], добавлен 21.06.2012Проведение структурного, кинематического, кинетостатического и динамического исследования рычажного механизма двигателя с маховиком и зубчатым приводом. Проектирование и расчет зубчатой пары, планетарного редуктора и маховика согласно прилагаемым схемам.
курсовая работа [73,4 K], добавлен 17.12.2010Расчет основных параметров двигателя ЗИЛ-130. Детали, механизмы, модели основных систем двигателя. Количество воздуха, участвующего в сгорании 1 кг топлива. Расчет параметров процесса впуска, процесса сгорания. Внутренняя энергия продуктов сгорания.
контрольная работа [163,7 K], добавлен 10.03.2013Тепловой расчет двигателя: процесс впуска, сжатия, сгорания и расширения газов. Расчет индикаторных и эффективных показателей двигателя. Построение регуляторной характеристики тракторного дизеля. Кинематический расчет двигателя и расчет маховика.
курсовая работа [196,2 K], добавлен 20.10.2009Рассмотрение термодинамических циклов двигателей внутреннего сгорания с подводом теплоты при постоянном объёме и давлении. Тепловой расчет двигателя Д-240. Вычисление процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения. Эффективные показатели работы ДВС.
курсовая работа [161,6 K], добавлен 24.05.2012Тепловой расчет двигателя на номинальном режиме работы. Расчет процессов газообмена, процесса сжатия. Термохимический расчет процесса сгорания. Показатели рабочего цикла двигателя. Построение индикаторной диаграммы. Расчет кривошипно-шатунного механизма.
курсовая работа [144,2 K], добавлен 24.12.2016Расчет рабочего цикла двигателя внутреннего сгорания: динамический анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм, параметры процессов, расход топлива; проект гидрозапорной системы двигателя; выбор геометрических и экономических показателей.
дипломная работа [3,7 M], добавлен 12.10.2011Техническая характеристика двигателя. Тепловой расчет рабочего цикла двигателя. Определение внешней скоростной характеристики двигателя. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма и системы жидкостного охлаждения. Расчет деталей на прочность.
курсовая работа [365,6 K], добавлен 12.10.2011Характеристика дизельного топлива двигателей внутреннего сгорания. Расчет стехиометрического количества воздуха на 1 кг топлива, объемных долей продуктов сгорания и параметров газообмена. Построение индикаторной диаграммы, политропы сжатия и расширения.
курсовая работа [281,7 K], добавлен 15.04.2011Структурные схемы системы автоматического регулирования частоты (САРЧ) вращения коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания (ДВС). Конструктивная и функциональная схемы САРЧ ДВС. Принципы регулирования, уравнение переходного процесса двигателя.
контрольная работа [531,1 K], добавлен 07.01.2013Описание двигателя MAN 9L 32/40: общая характеристика и функциональные особенности, структурные элементы и их взаимодействие. Выбор и обоснование исходных данных для теплового расчета двигателя, определение эффективных показателей. Расчет на прочность.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 12.10.2011Общее местоположение описываемого предприятия, его организационная структура. Поршень двигателя внутреннего сгорания: конструкция, материалы и принцип работы. Описание конструкции и служебное назначение детали. Выбор режущего и мерительного инструментов.
отчет по практике [3,3 M], добавлен 14.05.2012
