Размещено на http://www.allbest.ru/

Изм	Лист	№ документ.	Подп.	Дата
Разраб.
Провер.								1	38
Н. контр
Утвердил

Содержание

• Введение
• 1. Тепловой расчет двигателя
• 1.1 Выбор и обоснование исходных данных
• 1.2 Определение параметров состояния рабочего тела в характерных точках индикаторной диаграммы
• 1.3 Индикаторные и эффективные показатели двигателя
• 1.4 Определение диаметра цилиндра и хода поршня
• 1.5 Построение индикаторной диаграммы
• 2. Построение скоростной характеристики двигателя
• 3. Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма
• 4. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма
• 4.1 Силы давления газов
• 4.2 Силы инерции
• 4.3 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме
• 4.4 Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала
• Заключение
• Список используемых источников

Введение

двигатель цилиндр инерция кривошипный

Прототипом для проектируемого двигателя является бензиновый двигатель ГАЗ-562 со следующими характеристиками:

Номинальная мощность: N_е = 110кВт

Частота вращения коленчатого вала: n = 3200 мин^-1

Число и расположение цилиндров: 6-Р

Степень сжатия: е = 19

Диаметр цилиндра: D = 110 мм

Ход поршня: S = 125 мм

Рабочий объем двигателя: V_Л = 3,2 л

1. Тепловой расчет двигателя

1.1 Выбор и обоснование исходных данных

1.1.1 Давление и температура окружающей среды

При работе двигателя без наддува в цилиндр поступает воздух из атмосферы. В этом случае давление окружающей среды P₀ принимается равным 0,1 МПа, а температура T₀ = 293 К.

1.1.2 Давление остаточных газов

Давление остаточных газов P_r, МПа, зависит от числа и расположения клапанов и их размеров, сопротивления выпускного тракта, быстроходности двигателя и системы охлаждения. Для бензиновых двигателей его вычисляют по формуле:

P_r = (0.75…0.98)ЧP₀ (1)

Большие значения принимаются для высокооборотных двигателей с высокой средней скоростью поршня V_П, (м/с). Последняя принимается по прототипу и определяется по выражению:

V_П = (2)

где S - ход поршня (м)

n_H - частота вращения коленчатого вала (об/мин)

м/с

С учетом высокой скорости поршня и большого числа оборотов давление остаточных газов:

P_r = 0.9Ч0.24 = 0.216 МПа

1.1.3 Температура остаточных газов

Температура остаточных газов T_r зависит от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения, коэффициента избытка воздуха. Для бензиновых двигателей она может иметь значения T_r = 700…900 К. Температура снижается с возрастанием степени сжатия и возрастает с увеличением частоты вращения, с учетом чего для данного двигателя целесообразно выбрать T_r = 800 К.

1.1.4 Температура подогрева свежего заряда

Величина подогрева свежего заряда ДТ, К, зависит от расположения и конструкции выпускного трубопровода, системы охлаждения, быстроходности двигателя и других факторов. Повышение температуры подогрева улучшает процесс испарения топлива, но снижает плотность заряда и ухудшает наполнение двигателя. Для карбюраторных двигателей без наддува ДТ находится в пределах 0…20 К. V-образные двигатели имеют меньший подогрев заряда, поэтому выбираем ДТ = 20 К.

1.1.5 Коэффициент избытка воздуха

Значение коэффициента избытка воздуха б определяется в основном типом двигателя и способом смесеобразования. Для карбюраторных двигателей оно находится в пределах б =1.35…2. Принимаем б = 1.5.

1.1.6 Показатели политроп сжатия и расширения

Средний показатель политропы сжатия n₁ зависит от частоты вращения коленчатого вала двигателя, материала поршня и головки цилиндров, теплообмена. Для современных карбюраторных двигателей n₁ находится в пределах 1,34…1,39. При выборе следует иметь в виду, что с увеличением частоты вращения двигателя показатель увеличивается. Таким образом, целесообразно выбрать n₁ = 1,35.

Средний показатель политропы расширения n₂ зависит от степени догорания топлива, интенсивности отвода тепла в процессе расширения, утечек через неплотности и находится в пределах 1,24…1,3 (для карбюраторных двигателей). Показатель возрастает с увеличением интенсивности охлаждения и усилением утечек заряда. Выбираем n₂ = 1,25.

1.1.7 Коэффициент использования тепла

Коэффициент использования тепла о зависит от конструктивных особенностей двигателя, режима работы и регулировки, формы камер сгорания и других параметров.

С увеличением частоты вращения уменьшается теплоотдача в стенки цилиндра, но более значительное влияние оказывает догорание топлива, поэтому о снижается. Повышение степени сжатия увеличивает о. Для карбюраторных двигателей коэффициент использования тепла находится в пределах 0,8…0,95. С учетом большой частоты вращения и степени сжатия принимаем о = 0,8.

1.1.8 Степень повышения давления

Степень повышения давления выбирается только для дизельных двигателей. л=1,7

1.1.9 Коэффициент наполнения

При полной нагрузке дизельного двигателя коэффициент наполнения з_V составляет 0,8…0,97; причем нижние значения относятся к двигателям с высокой средней скоростью поршня. Так как рассматриваемый двигатель имеет высокую скорость поршня, выбираем з_V = 0,9.

1.2 Определение параметров состояния рабочего тела в характерных точках индикаторной диаграммы

1.2.1 Процесс впуска

Давление в конце впуска Р_а, МПа, для двигателей с наддувом:

Р_а = Р_к - ДР_а, (3)

где Р_а - потери давления вследствие сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре, МПа.

Потери давления определяются по уравнению Бернулли:

, (4)

где в - коэффициент затухания скорости движения заряда,

о_ВП - коэффициент сопротивления впускной системы,

W_ВП - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (в клапанах),

с₀ - плотность заряда на впуске, кг/м³.

В современных двигателях на номинальном режиме работы

(в² + о_ВП) = 2,5…4, W_ВП = 50…130 м/с.

Чем больше быстроходность двигателя и средняя скорость движения поршня, тем эти значения выше, поэтому принимаем

(в² + о_ВП) = 3; W_ВП = 90 м/с.

Плотность заряда для двигателей без наддува определяется по уравнению состояния идеального газа:

, (5)

где R = 287 Дж/кгЧК - удельная газовая постоянная воздуха.

кг/м³

МПа

Р_а = 0,24 - 0,026 = 0,214 МПа

Коэффициент остаточных газов г_r вычисляется следующим образом:

 (6)

где е = 8,8 - степень сжатия двигателя.

Температура в конце впуска Т_а, К, равна:

; (7)

К

1.2.2 Процесс сжатия

Давление в конце сжатия определяется по формуле:

; (8)

МПа

Температура в конце сжатия вычисляется следующим образом:

; (9)

К

1.2.3 Процесс сгорания

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива L₀, кмоль/кг, или l₀, , равно:

, (10)

, (11)

где C = 0,855, H = 0,145, O = 0 - массовые доли углерода, водорода и кислорода соответственно в элементарном составе автомобильного бензинового топлива,

,21 - объемное содержание кислорода в 1 кг воздуха,

0,23 - массовое содержание кислорода в 1 кг воздуха.

кмоль/кг

Действительное количество молей свежего заряда для дизельного двигателя вычисляется по формуле:

, (12)

где - действительное количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива

- молекулярная масса паров автомобильных бензинов,

=110…120 кг/кмоль,

Действительное количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива вычисляется следующим образом:

М = бЧL₀; (13)

М = 1,5Ч0,5 = 0,74 кмоль/кг

кмоль/кг

Количество молей продуктов сгорания для карбюраторных двигателей (при б < 1) можно определить по формуле:

; (14)

кмоль/кг

Действительный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси равен:

, (15)

где в₀ - коэффициент молекулярного изменения горючей смеси, вычисляется по формуле:

; (16)

Температура в конце видимого сгорания T_Z, K, определяется из уравнения сгорания, которое в общем виде для карбюраторных двигателей имеет вид:

, (17)

где Q_H = 44000 кДж/кг - теплотворность дизеля,

мЧC_VC и мЧC_VZ - средние мольные теплоемкости при постоянном объеме рабочей смеси и продуктов сгорания соответственно, кДж/кмольЧК

Значения мольных теплоемкостей вычисляются соответственно по формулам:

мЧC_VC = 20,129+0,002411ЧТ_С; (18)

мЧC_VC = 20,129+0,002411Ч720,7 = 21,74 кДж/кгЧК

мЧC_VZ = (20,097+0,921/a)+(1,549+1,37/б)Ч10^-3ЧT_Z (19)

Подставляя значение б в формулу (19) получаем:

мЧC_VZ = 20,711+0,002462ЧТ_Z

После подстановки всех известных значений в уравнение (19), последнее принимает вид:

82780,4= 20,95ЧТ_Z + 0,0029746Ч

Нужно разделить обе части последнего уравнения на коэффициент при . Тогда оно принимает вид: 0,00297674+22,21T_Z-81713,939 = 0

Такое уравнение решается с помощью формулы:

, (21)

где В - коэффициент при T_Z, C - свободный член.

К

Давление газов в конце видимого сгорания для дизельного двигателя Р_Z, МПа, равно:

; (22)

МПа

Степень повышения давления для дизельного двигателя:

=1,7 (23)

С=1,7

1.2.4 Процесс расширения

Для процесса расширения нужно рассчитать давление Р_В, МПа, и температуру Т_В, К, в конце процесса по уравнениям политропного процесса. В случае с дизельным двигателем эти уравнения имеют вид:

; (24)

МПа

; (25)

К

1.3 Индикаторные и эффективные показатели двигателя

Теоретическое среднее индикаторное давление , МПа, для бензинового двигателя определяется по формуле:

; (26)

Действительное среднее индикаторное давление P_i, МПа, равно:

P_i = цЧ, (27)

где ц = 0,92…0,95 (для дизельных двигателей) - коэффициент скругления (полноты) индикаторной диаграммы.

Принимаем ц = 0,95. P_i = 0,95Ч3,29 = 2,2 МПа

Индикаторный КПД цикла з_i вычисляется по формуле:

, (28)

где Q_H измеряется в МДж/кг.

Индикаторный удельный расход топлива g_i, г/КВтЧч, равен:

, (29)

где Q_H измеряется в МДж/кг.

г/кВтЧч

Среднее давление механических потерь Р_М, МПа, вычисляется приближенно по эмпирическим формулам. Для бензинового двигателя

Р_М = 0,088+0,0135ЧV_П; (30)

Р_М = 0,088+0,0135Ч10 = 0,223 МПа

Среднее эффективное давление P_e, МПа, рассчитывается следующим образом:

Р_е = Р_i-Р_М = 2,2-0,223 = 2 МПа (31)

Механический КПД двигателя, з_М, равен:

(32)

Эффективный КПД, з_е, вычисляется по формуле:

з_е = з_iЧз_М = 5,2Ч0,9 = 4,7 (33)

Эффективный удельный расход топлива g_e, г/кВтЧч, определяется по следующей формуле:

г/кВтЧч (34)

1.4 Определение диаметра цилиндра и хода поршня

Соотношение S/D целесообразно выбрать таким же, как у двигателя- прототипа.

Для определения рабочего объема цилиндра, V_h, л, используют формулу мощности:

, (35)

где ф = 4 - тактность двигателя,

N_e = 132 кВт - максимальная мощность двигателя,

i = 6 - число цилиндров.

л

Диаметр цилиндра D, мм, проектируемого двигателя рассчитывается по формуле:

, (36)

где S`, D` - соответственно ход поршня и диаметр цилиндра двигателя-прототипа.

мм

Принимаем D=80 мм

Ход поршня равен:

; (37)

мм

Принимаем S= 95 мм

По определенным значениям рассчитывается максимальная мощность двигателя N_e, кВт:

, (38)

причем S и D - в м.

кВт

Мощности проектируемого двигателя и прототипа должны различаться не более, чем на 3 процента.

Также нужно проверить скорость поршня пр оектируемого двигателя. Она должна отличаться от скорости прототипа не более, чем на 1 м/с. Расчет скорости поршня производится по формуле (2):

м/с

Затем нужно определить рабочий объем проектируемого двигателя V_Л, л:

V_h = V_ЛЧI; (39)

V_h = 2.06*0,236 = 0,473 л

Таблица 1.1 Данные теплового расчета

Двигатель	NH (кВт)	NH (мин-1)	е	D (мм)	S (мм)	Vh (л)	VП (м/с)	ge (г/кВтЧч)
Проектируемый	52.5	3200	19	80	95	0,473	10.6	18.23
Прототип	55,2	3200	19	110	125	0,516	10	-

1.5 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма строится в координатах P-V.

Рабочий объем цилиндра по оси абсцисс откладывается в миллиметрах численно равным ходу поршня. Объем камеры сгорания тогда определяется так:

; (40)

мм

Тогда полный объем V_A, мм, равен:

V_A = S + V_C; (41)

V_A = 95 +5,3 = 100.3 мм

Масштаб давления целесообразно выбрать 0,03 МПа/мм. По оси давлений откладывается давление окружающей среды и наносятся характерные точки диаграммы r, a, c, z, b. Расчетные значения промежуточных точек политроп сжатия и расширения определяются с помощью формул из таблицы 1.2:

Таблица 1.2 Промежуточные значения точек политроп сжатия и расширения

Объем	VX1= VA = 100.3	VX2 = 88,46	VX3 = 76,58	VX4 =64,7	VX5 = 52,82	VX6 = 40,94	VX7 = 29,06	VX8 =17,18	VX9 = 5,3
Процесс сжатия
	1	1,13	1,31	1,55	1,90	2.45	2,47	5.90	19.60
	1	1,18	1,44	1,81	2.38	3,36	5.36	10.97	55.55
	0,082	0,09	0,12	0,15	0,19	0,28	0,43	0,89	4.55
Процесс расширения
	1	1,17	1,40	1.73	2.23	3.07	4.73	9.18	-
	2,256	2,63	3,16	3,9	5	6,9	10,6	20,03	-

После нанесения точек на диаграмму, они соединяются кривыми, характеризующими политропы сжатия и расширения. Для получения действительной диаграммы нужно сделать скругления.

Положение точки c` (начало скругления в конце сжатия) определяется углом опережения зажигания ц. Для данного двигателя ц = 15?.

Положение точки с`` (конец скругления) определяется из выражения:

; (42)

МПа

Действительное давление газов в конце видимого сгорания , МПа равно:

; (43)

МПа

Также на диаграмму нужно нанести точки газораспределения, согласно углам открытия и закрытия клапанов.

Таблица 1.3 Фазы газораспределения двигателя (в углах поворота коленчатого вала)

Впускной клапан	Выпускной клапан
Открытие до в.м.т.	Закрытие после н.м.т.	Открытие до н.м.т.	Закрытие после в.м.т.
16	46	56	18

2. Построение скоростной характеристики двигателя

Скоростная характеристика показывает изменение мощности, крутящего момента, расхода топлива от частоты вращения коленчатого вала. Построение кривых характеристики проводится в интервалах от n_MIN до n_MAX с определенным шагом.

n_MIN целесообразно выбрать равным 800 об/мин, n_MAX принять равным n_H, шаг выбрать равным 300 об/мин.

Для расчета и построения кривых используются эмпирические формулы. Эффективная мощность дизельного двигателя равна:

, (44)

где -максимальная мощность

n_X - расчетные (текущие) частоты двигателя, об/мин,

a = 1, b = 1, c = 1 - опытные коэффициенты.

Эффективный удельный расход топлива вычисляется по формуле:

, (45)

где a₁ = 1,2, b₁ = 1, c₁ = 0,8 - опытные коэффициенты.

Крутящий момент M_e.x, НЧм, равен:

(46)

Часовой расход топлива G_Т.X, кг/ч, вычисляется следующим образом:

G_T.X = g_e.xЧN_e.xЧ10^-3 (47)

Результаты расчетов всех скоростных режимов помещены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 Результаты расчета скоростной характеристики

Параметры	Частота вращения, мин-1
	nx1 = nmin = 300	nx2 = 700	nx3 = 1100	nx4 = 1500	nx5 = 1900	nx6 = 2300	nx7 = 1700	nx8 = 3100	nx9 = 3200
Ne.x, кВт	8,38	22,5	38,89	56,19	73,1	88,37	100,7	108,7	110
Me.x, НЧм	26	307,6	337,8	357,8	367,6	367	356,3	335,3	328,4
ge.x, г/кВтЧч	22,46	20,09	18,3	17,07	16,42	16,33	16,82	17,87	18,23
GT.X, кг/ч	0,19	0,45	0,71	0,96	1,20	1,44	1,69	1,94	2,01

По данным расчетов строятся кривые скоростной характеристики. Отмечаются точки M_e.MAX, g_e.MIN и соответствующие им числа оборотов.

3. Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма

Исходными данными для расчета являются радиус кривошипа R, мм, длина шатуна L_Ш, мм, постоянная кривошипно-шатунного механизма л и частота вращения. Радиус кривошипа равен:

; (48)

мм

Постоянная кривошипно-шатунного механизма зависит от типа двигателя, его оборотности и конструкции кривошипно-шатунного механизма. В данном случае ее целесообразно выбрать равной 0,28.

Длина шатуна вычисляется из отношения:

; (49)

мм

Кинематические параметры: перемещение поршня S_X, м, скорость поршня V_П, м/с, ускорение поршня J_П, м/с², определяются соответственно по формулам:

(50)

(51)

(52)

где щ - угловая скорость коленчатого вала, рад/с.

Значения k_X, k_V, k_J содержатся в [2, Приложения 4 -6].

Угловая скорость рассчитывается по формуле:

; (53)

рад/с

Расчеты выполняются для углов поворота коленчатого вала ц от 0 до 180?. При ц = 0 расчеты имеют вид:

S_X = 0Ч0,0156 = 0

V_П = 0,0156Ч335Ч0 = 0

Jп =0,0475*112225*Ч1,26 = 6716,66625 м/с²

Результаты расчетов для всех углов поворота коленчатого вала представлены в таблице 3.1.

Таблица 3.1 Результаты расчетов перемещения, скорости и ускорения поршня

ц(?)	Перемещение	Скорость	Ускорение	ц(?)
	R (м)	kX	SX (м)	RЧщ	kV	VП (м/с)	RЧщ2	kJ	JП (м/с2)
0	0,0475	0	0	15,9	0	0	5330,7	1,26	6716,666	360
10	0,0475	0,0191	0,000907	15,9	0,2181	3,4705163	5330,7	1,23	6551,948	350
20	0,0475	0,0755	0,003586	15,9	0,4256	6,77236	5330,7	1,14	6071,12	340
30	0,0475	0,1665	0,007909	15,9	0,6126	9,7479975	5330,7	0,99	5309,365	330
40	0,0475	0,2877	0,013666	15,9	0,7708	12,265355	5330,7	0,81	4323,721	320
50	0,0475	0,4335	0,020591	15,9	0,8904	14,16849	5330,7	0,6	3186,152	310
60	0,0475	0,5975	0,028381	15,9	0,9786	15,571973	5330,7	0,37	1972,354	300
70	0,0475	0,7728	0,036708	15,9	1,0233	16,283261	5330,7	0,14	761,2222	290
80	0,0475	0,9525	0,045244	15,9	1,0293	16,378736	5330,7	-0,07	-376,88	280
90	0,0475	1,1300	0,053675	15,9	1	15,9125	5330,7	-0,26	-1385,98	270
100	0,0475	1,2997	0,061736	15,9	0,9403	14,962524	5330,7	-0,42	-2227,69	260
110	0,0475	1,4568	0,069198	15,9	0,8561	13,622691	5330,7	-0,54	-2884,97	250
120	0,0475	1,5975	0,075881	15,9	0,7534	11,988478	5330,7	-0,63	-3358,33	240
130	0,0475	1,7191	0,081657	15,9	0,6380	10,152175	5330,7	-0,69	-3666,98	230
140	0,0475	1,8197	0,086436	15,9	0,5148	8,191755	5330,7	-0,72	-3842,89	220
150	0,0475	1,8985	0,090179	15,9	0,3874	6,1645025	5330,7	-0,73	-3923,39	210
160	0,0475	1,9549	0,092858	15,9	0,2584	4,11179	5330,7	-0,7405	-3947,37	200
170	0,0475	1,9887	0,094463	15,9	0,1291	2,0543038	5330,7	-0,7405	-3947,37	190
180	0,0475	2	0,095	15,9	0	0	5330,7	-0,7400	-3944,71	180

По данным расчета строятся кривые S_Х, V_П, J_П. При построении необходимо учитывать, что K_V при ц = 180…360? принимает отрицательные значения.

4. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

4.1 Силы давления газов

Силы давления газов в расчете заменяются одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца. Ее определяют для каждого угла поворота коленчатого вала с помощью развернутой индикаторной диаграммы.

По перемещению поршня, соответствующему определенному углу поворота коленчатого вала, (таблица 3.1) по индикаторной диаграмме определяется давление, соответствующее данному углу поворота. Это давление откладывается по оси ординат развернутой диаграммы. При этом давление на развернутой диаграмме отсчитывается от давления окружающей среды.

Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала, считаются положительными, а от коленчатого вала - отрицательными.

Сила давления на поршень P_Г, МН, определяется по формуле:

Р_Г = (р_Г-р₀)ЧF_П, (54)

где р_Г - давление газов в любой момент времени, МПа,

F_П - площадь поршня, м².

Площадь поршня, в свою очередь, вычисляется следующим образом:

; (55)

м²

Для угла поворота коленчатого вала, равного 0, расчет имеет вид:

Р_Г = ( 0,216-0,1)Ч0,005 = 5814 H

Результаты расчета приведены в таблице 4.1.

4.2 Силы инерции

Силы инерции в кривошипно-шатунном механизме делят на силы инерции поступательно движущихся масс P_J, Н, и центробежные силы инерции вращающихся масс P_S, Н. Сила инерции от поступательно движущихся масс равна:

P_J = -m_JЧJ_П, (56)

где m_J - масса частей кривошипно-шатунного механизма, совершающих поступательное движение, кг.

Минус в формуле показывает, что сила инерции противоположна по направлению ускорению. Силы инерции поступательно движущихся масс действуют по оси цилиндра и являются положительными, если направлены к оси коленчатого вала, или отрицательными - в противном случае.

Центробежная сила инерции вращающихся масс вычисляется по формуле:

P_S = -m_SЧRЧщ², (57)

где m_S - масса частей кривошипно-шатунного механизма, совершающих вращательное движение, кг.

Центробежная сила инерции вращающихся масс постоянна по величине, действует по радиусу кривошипа и направлена от оси коленчатого вала. Масса частей кривошипно-шатунного механизма, совершающих поступательное движение, определяется следующим образом:

m_J = m_П + m_ШП, (58)

где m_П - масса деталей поршневой группы, кг,

m_ШП - масса деталей шатунной группы, сосредоточенная на оси поршневого пальца, кг.

Масса частей кривошипно-шатунного механизма, совершающих вращательное движение равна:

m_S = m_К + m_ШК, (59)

где m_K - масса неуравновешенных частей одного колена коленчатого вала без противовесов, кг,

m_ШК - масса деталей шатунной группы, сосредоточенная на оси кривошипа, кг.

Массы деталей шатунной группы m_ШП и m_ШК вычисляются соответственно по формулам:

m_ШП = 0,275Чm_Ш, (60)

m_ШК = 0,725Чm_Ш, (61)

где m_Ш - масса шатуна, кг.

Масса шатуна определяется следующим образом:

m_Ш = m`_ШЧF_П, (62)

где m`_Ш = 150 кг/м² - удельная масса шатуна.

m_Ш = 150Ч0,005 = 0,75 кг

m_ШП = 0,275Ч0,75 = 0.206 кг

m_ШК = 0,725Ч0,75 = 0.544 кг

Масса деталей поршневой группы и масса неуравновешенных частей одного колена коленчатого вала без противовесов вычисляются соответственно по формулам:

m_П = m`_ПЧF_П, (63)

где m`_П = 200 кг/м² - удельная масса деталей поршневой группы.

m_К = m`_КЧF_П, (64)

где m`_К = 200 кг/м² (для сплошного кованого вала со сплошными шейками) - удельная масса неуравновешенных частей одного колена коленчатого вала без противовесов.

m_П = 200Ч0,005 = 1 кг

m_К = 200Ч0,005 = 1 кг

m_J = 1 + 0.206 = 1.206 кг

m_S = 1 + 0.544 = 1.544 кг

P_S = -1,544Ч0.062Ч607² = -8230,58 Н

Сила инерции от поступательно движущихся масс при угле поворота коленчатого вала 0? равна: P_J = -1.206Ч6716,66625= -8100,299498Н

Результаты расчета данной силы инерции для всех углов поворота коленчатого вала представлены в таблице 4.1.

4.3 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме P_У, кН, определяют сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс для соответствующего угла поворота коленчатого вала ц, ?:

Р_У = Р_Г + Р_J (65)

Для ц = 0? суммарная сила равна:

Р_У = 40 - -3794,916431= -3754,916431

Результаты расчета суммарных сил для всех углов поворота коленчатого вала приведен в таблице 4.1.

Суммарная сила направлена по оси цилиндра и приложена к оси поршневого пальца. Воздействие от нее передается на стенки цилиндра перпендикулярно к его оси и на шатун по направлению его оси.

Сила N, кН, действующая перпендикулярно к оси цилиндра, называется нормальной силой, воспринимается стенками цилиндра и вычисляется по формуле:

N = P_УЧtgв (66)

Эта сила считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала направлен противоположно направлению вращения вала двигателя.

Сила S, кН, действующая вдоль шатуна, воздействует на него и передается кривошипу. Она считается положительной, если сжимает шатун, и отрицательной, если растягивает его. Определяется сила по следующей формуле:

(67)

От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы. Сила K, кН, направлена по радиусу кривошипа и равна:

 (68)

Тангенциальная сила T, кН, дующим образом:

(69)

Сила К считается положительной, если она сжимает щеки колена. Сила Т считается положительной, если направление создаваемого ею момента совпадает с направлением вращения коленчатого вала.

Значения тригонометрических функций, входящих в формулы (66) - (69) содержатся в [2, Приложения 7 - 10].

Расчеты сил N, S, K, T для угла поворота коленчатого вала, равного 0?, имеют вид:

N = -8060,299498Чtan(0) =-0

S = -8060,299498/1 = -8060,299498

K = -8060,299498Ч1= -8060,299498

T =-8060,299498Ч0 = -0

Результаты вычисления сил для всех углов поворота коленчатого вала помещены в таблицу 4.1. По данным расчета на одном графике строятся диаграммы сил T, N, K, S по углу поворота коленчатого вала.

4.4 Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала

Для рядного двигателя результирующая сила, действующая на шатунную шейку R_ШШ, Н, равна:

, (70)

где P_K - сила, действующая на шатунную шейку по кривошипу, Н, вычисляется по формуле:

Р_К = S + P_S (71)

Для угла поворота коленчатого вала 0? расчеты данных сил имеют вид:

Р_К = -2602.32-9699.4 = -12301.72H

Н

Результаты расчетов сил для всех углов поворота коленчатого вала помещены в таблицу 4.1.



Заключение

В курсовой работе произведены тепловой и кинематический расчеты двигателя, построены его индикаторная диаграмма, диаграмма фаз газораспределения, скоростная характеристика. Также был выполнен динамический расчет кривошипно-шатунного механизма двигателя.

Список используемых источников

1. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: учеб. пособие для вузов / Колчин, А.И., Демидов, В.П. - М.: Высшая школа, 2008. - 496 с.

2. Крылов К.С. Расчет двигателя: учебное пособие к выполнению курсового проекта / В.Е. Харламов, К.С. Крылов. Тверь: Тверской государственный технический университет, 2014. 104 с.

Размещено на Allbest.ru

...