Анализ направлений повышения технико-эксплуатационных свойств двигателя грузового автомобиля

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

Студент

Омельченко С.В.



Сопоставляя основные показатели заданного к расчету двигателя и прототипа, выполнить тепловой, динамический и прочностной расчеты дизельного шестицилиндрового двигателя с показателями:

Номинальная мощность Ne = 135 кВт

Частота вращения при номинальной мощности nN = 2100 мин -1

Степень сжатия ? = 16,6

Количество цилиндров V6

Коэффициент избытка воздуха б = 1,460.

Система охлаждения жидкостная, закрытого типа.

Двигатель прототип ЯМЗ - 236.



РЕФЕРАТ

Пояснювальна записка, 36 стор., 12 табл., 1 додат.

Проведено аналіз напрямків підвищення техніко-експлуатаційних властивостей двигуна вантажного автомобіля.

Виконано тепловий розрахунок двигуна.

Виконано кінематичний розрахунок КШМ.

Виконано динамічний розрахунок КШМ.

Виконано розрахунок деталей двигуна на міцність.

Виконано розрахунок систем та механізмів.

ДВИГУН, ПОЛІТРОПА, СТИСКАННЯ, КЛАПАН, СИСТЕМА МАЩЕННЯ, РОЗРАХУНОК КІНЕМАТИЧНИЙ, СТУПІНЬ СТИСКАННЯ, ВАЛ РОЗПОДІЛЬЧИЙ



СОДЕРЖАНИЕ

ВСТУП

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Определение параметров рабочего тела

1.2 Количество продуктов сгорания

1.3 Параметры действительного цикла двигателя

1.4 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла

1.5 Построение индикаторной диаграммы

1.6 Тепловой баланс двигателя

1.7 Построение внешней скоростной характеристики

2. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

2.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма

3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ

3.1 Общие сведения

3.2 Построение профиля кулачка

3.3 Время-сечения клапана

3.4 Расчет пружины клапана

ВИСНОВОК

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК



ВСТУП

Особливе місце в єдиній транспортній системі країни займає автомобільний транспорт, який став організаційно і економічний важливою самостійною галуззю господарства.

Значення автомобільного транспорту важко переоцінити, і не тільки по тому, що без його участі не відбувається жоден вид господарської діяльності, а й тому, що їм перевозиться понад 80% всіх народно-господарських вантажів і пасажирів, що доставляються усіма видами транспорту.

Перший поршневий двигун був побудований французьким механіком Лендаром у 1860 році. Двигун працював на світильному газі без стиску суміші в циліндрі.

В 1877 році німецький механік Н. Отто здійснив попередній стиск суміші в циліндрі, завдяки чому ефективність таких двигунів різко підвищилась.

В 1892 році Р. Дизель отримав патент на двигун внутрішнього згоряння нового типу, розрахований на використання рідкого палива (керосину). Винахідник запропонував нагрівати повітря в циліндрі шляхом стиску до температури, при якій розпилене вприскуване паливо могло б самозайматися і згоряти по мірі надходження в циліндр. Цей двигун у подальшому був значно модернізований, але принцип дії - згоряння палива, залишився й дотепер. Двигун э невід'ємною частиною любого автомобіля.

Автомобілі виконують весь процес перевезень вантажів і пасажирів від виробника до споживача, або, взаємодіючи з іншими видами транспорту. Автомобільний транспорт - найзручніший і комфортабельний вид транспорту.

В даний час майже немає такої галузі народного господарства, яка не була б найтіснішим чином пов'язана з автомобільним транспортом. Автомобілі широко застосовуються на будівництві, в промисловості і зв'язку, сільському господарстві та торгівлі.

Виключно велика роль автомобільного транспорту в задоволенні різних побутових і культурних потреб громадян.

Подальше підвищення ролі автомобільного транспорту нерозривно пов'язане з поліпшенням якості його роботи. Поліпшити якість роботи автотранспорту - це перш за все забезпечити регулярну та безперебійну роботу автомобілів на лінії, своєчасну доставку вантажів і пасажирів, збереження вантажів, що перевозяться і максимальні зручності для пасажирів.



1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Определение параметров рабочего тела

Проектируемый двигатель является дизельным. Элементарный состав дизельного топлива принимаем С = 0,85%, Н = 0,14%, О = 0,01%. Дизельное топливо «Л» (ГОСТ 305-82); низшая удельная теплота сгорания топлива .

Расчет ведем для условий сгорания 1 кг топлива. При выполнении расчета задаемся рядом параметров с учетом пределов их изменения и значений, характерных для двигателя прототипа.

Необходимое количество воздуха для полного сгорания массовой и объемной единицы топлива

LO = =

lo = ,

где С, Н и О - количество углерода, водорода и кислорода.

Величина поступившего в цилиндры дизельного двигателя свежего заряда:

1.2 Количество продуктов сгорания

При сгорании смесей с ??? 1 углерод и водород топлива полностью окисляются. Количественное содержание продуктов сгорания будет иметь следующий состав:



M2 =

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания МСО2, МН2О, МО2, МN2 на 1 кг топлива:

МСО2 = = 0,85/12 = 0,07 кмоль/кг

МН2О = = 0,14/2 = 0,07 кмоль/к

МО2 = 0,208*(???)*LO = 0,208*(1,46-1)*0,51 = 0,049 кмоль/кг

МN2 = 0,792*?? LO = 0,792*1,46*0,51 = 0,59 кмоль/кг

M2 =

1.3 Параметры действительного цикла двигателя

Параметры процесса выпуска

При тепловом расчете двигателя задаемся давлением и температурой окружающей среды:

РО = 0,1 Мпа, to = 20 oC, To = 293 K

Давление остаточных газов, Мпа:

Pr = (1,05…1,25)* РО = 1,15*0,1 = 0,12 Мпа

Температуру остаточных газов Tr рекомендуется принимать для дизелей Tr = 600….900 K, принимаем Tr = 750 К

Величина температуры подогрева свежего заряда ДТ для дизелей принимается в пределах ДТ = 10…40 К, принимаем ДТ = 25 К

Плотность заряда на впуске, кг/м3,



?о = РО * 106/(В* To) = 3,

где В = 287 Дж/(кг*К) - удельная газовая постоянная для воздуха.

Давление в конце впуска, МПа

Ра = РО - ДР,

где ДР - потеря давления на впуске, МПа

Для дизелей без наддува значение принимается в пределах

ДР = (0,03….0,18)* РО = 0,1*0,1 = 0,01 МПа

Таким образом, давление в конце впуска, МПа

Ра = 0,1-0,01 = 0,09 МПа

Коэффициент остаточных газов гr характеризует степень очистки цилиндра от продуктов сгорания и для 4-тактных двигателей может быть определен по выражению

гr = * = * = 0,037

Температура заряда в конце впуска, К

Та = = = 333,41 К

Величина, характеризующая качество процесса впуска- коэффициент наполнения цилиндров двигателя ?v:

?v = ** = ** = 0,81

Согласно справочной литературе параметры смеси в конце впуска для дизельного двигателя без наддува должны быть в следующих параметрах:

гr = 0,02…0,05 Та = 310….350 К ?v = 0,8….0,94

Параметры процесса сжатия

Процесс сжатия характеризуется показателем политропы сжатия, температурой, давлением и теплоемкостью рабочего тела в процессе сжатия. Величина показателя политропы сжатия n1 определяется на основании опытных данных в зависимости от степени сжатия двигателя и температуры в конце впуска Та для дизелей:

n1 = (К1-0,02)… (К1+0,02),

где К1 - показатель адиабаты сжатия, определяется по номограмме. К1 ? 1,352

n1 = (1,352-0,02)… (1,352+0,02), принимаем n1 = 1,35

Давление в конце процесса сжатия определяется по формуле, МПа

Рс = Ра*?n1 = 0,09*16,61.35 = 3,99 МПа

Температура рабочего тела в конце процесса сжатия, К

Тс = Та*?n1-1 = 333,41*16,61,35-1 = 891,28 К

Согласно справочной литературе величины Рс и Тс находятся для дизельных двигателей в таких пределах: Тс = 700…900 К, Рс = 3,5…5,5 МПа

Определение теплоемкости рабочей смеси.

Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси зависит от теплоемкости свежего заряда, а также от теплоемкости и количества отдельных составляющих остаточных газов, кДж/(кмоль*К),

= *( + гr*)

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда в конце процесса сжатия принимается равной теплоемкости воздуха, кДж/(кмоль*К),

= 20,6 + 0,002638*tc = 20,6+0,002638*(916,68-273) = 22,30 кДж/(кмоль*К),

где tc = Тс -273 = 891,28-273 = 618,28 оС

Значения величины процесса сжатия определяются по эмпирическим формулам, приведенным в табл. 1.1 для интервала температур tc - to = 0….1500оС

= *(MCO2 + MH2O* + MO2+ MN2)

Табл. 1.1 Средние мольные теплоемкости процесса сжатия

Газ	Формула	кДж/(кмоль*К)
		0….1500оС
Воздух	-	20,6 + 0,002638*tc
Углекислый газ	CO2	27,941+0,019*tc-5,487*10-6*tc2
Водяной пар	H2O	24,953+0,005359*tc
Кислород	O2	20,93+0,004641*tc-0,84*10-6*tc2
Азот	N2	20,398+0,0025*tc

Полученные средние значения теплоемкости рабочей смеси должны лежать в пределах = 20….25 кДж/(кмоль*К)



= *(0,07*(27,941 + 0,019*618,28 - 5,487*10-6* 618,282) +

0,07*(24,953 + 0,005359*618,28) + 0,049*(20,93 + 0,004641*618,28 -

0,84*10-6* 618,282) + 0,59* (20,398 + 0,0025*618,28))= 24,01 кДж/(кмоль*К)

=*( + гr *)20)

=*(22,30 + 0,037*24,01) = 22,36 кДж/(кмоль*К)

Параметры процесса сгорания

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси

µ0 = = = 1,046

При сгорании топлива действительный коэффициент изменения рабочей смеси должен учитывать наличие в рабочей смеси некоторого количества остаточных газов от предыдущего цикла

µ = = = 1,044

При известном элементарном составе жидкого топлива низшая теплотворная способность топлива определяется по формуле Д.И. Менделеева, МДж/кг,

Нu = 33.91*C + 125,6*H - 10,89 (O-S) - 2,51*(9*H+W),

где C, H, O, S, W - масові частки вуглецю, водню, кисню, сірки та вологи в 1 кг палива Согласно справочной литературы для дизельного топлива с цетановым числом 48 значение их соответственно равно:



C = 0,87 H = 0,126 O = 0,004 S = 0 W = 0 М1

Нu = 33,91*0,87 + 125,6*0,126 - 10,89 (0,004-0) - 2,51*(9*0,126+0) = 42,44 МДж/кг = 42440 кДж/кг

В результате сгорания рабочей смеси в цилиндре двигателя выделяется некоторое количество теплоты, кДж/кмоль рабочей смеси, при б ?1, Д Нu = 0:

Нрсм = = = 54933,89 кДж/кмоль

Для определения температуры рабочего тела в конце процесса сгорания определяем среднюю мольную теплоемкость продуктов сгорания, кДж/(кмоль*К),

= *(MCO2 + MH2O* + MO2+ MN2)

где , , , - средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания, определяемые по эмпирическим формулам, приведенным в табл. 1.2 для интервала температур tz = 1501…2800 oC.

Табл. 1.2 Средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания

Газ	Формула	кДж/(кмоль*К)
		1501….2800оС
Углекислый газ	CO2	39,123 + 0,003349*tz
Водяной пар	H2O	26,67 + 0,004438*tz
Кислород	O2	23,723 + 0,00155*tz
Азот	N2	21,951 + 0,001457*tz



= *(0,07*(39,123 + 0,003349*tz + 0,07*(26,67 + 0,004438*tz) + 0,049 *(23,723 + 0,00155*tz) + 0,59*(21,951 + 0,001457*tz)) = 24,0296 + 0,0667*tz

Подставляя в эти формулы вместо tz величину tz = Tz - 273 и группируя известные члены, получаем уравнение

= A' + B'*(Tz - 273) + 8,315

Температура в конце видимого процесса сгорания для дизельного двигателя может быть определена из выражения

оz*Hрсм + ( + 8,315л)*(Tс - 273) + 2270*(л-µ) = µ**(Tz - 273)

где л = - степень повышения давления.

Величина л зависит от формы камеры сгорания и периода задержки воспламенения топлива. Согласно справочной литературы для дизельных двигателей с нераздельной камерой сгорания л = 1,6….2,5, принимаем л = 1,6.

Значение коэффициента использования теплоты оz для быстроходных дизелей имеет значение оz = 0,70….0,88, принимаем оz = 0,88.

После подстановки в уравнение сгорания соответствующих числовых значений Hрсм, , и выполнения необходимых преобразований, уравнение сгорания примет вид

0,88*54933,89+(22,36+8,315*1,6)*(916,68-273)+2270*(1,6-1,044)=1,044*(24,0296+ + 0,0667*tz) *tz



В результате преобразований получим

0,06963*t2z + 25,0869*tz - 72560,14672 = 0

В результате решения было получено два корня уравнения:

tz1 = -12116,74 оС tz2 = 1856,45 оС

То есть принимаем tz = 1856,453 оС, тогда Tz = 1856,45 + 273 = 2129,45 К

= 24,0296 + 0,0667*tz = 24,0296 + 123,8252 = 147,85кДж/(кмоль*К)

Давление в конце видимого сгорания, МПа для дизеля

Pz = л*Pc = 1,6*3,99 = 6,384 Мпа

Степень предварительного расширения для дизеля определяется из выражения

с = * = * = 1,56

Согласно справочной литературе расчетные значения величин для дизеля составляют Tz = 1800…2300 К, Pz = 5…12 Мпа, с = 1,2…1,7

Для дизельных двигателей принимается Pzд = Pz (1.27)

Значение температуры и давления в конце процесса расширения определяются исходя из политропного характера процесса расширения для дизеля



Pв = Тв =

Степень последующего расширения для дизеля д = = = 10,64

Значение среднего показателя политропы расширения n2 обычно принимается равным значению показателя адиабаты расширения К2: К2 ? n2

Величина К2 зависит от степени сжатия ?, коэффициента избытка воздуха б и температуры в конце процесса сгорания Tz. Значение величины К2 в зависимости от указанных параметров определим по номограмме, для дизелей оно лежит в пределах 1,18….1,28

К2 = 1,28 Pв = = 0,31 МПа Тв = = 1098 К

Расчетные значения величин согласно справочной информации для дизелей: Pв = 0,2…0,5 МПа, Тв = 1000…1200 К.

Параметры процесса выпуска

Для проверки правильности выбора значений Тr, проверяется вероятное значение Тr, на основании полученных величин Pв и Тв по следующей формуле, К

Тr = Тв /()1/3 Тr = 1098 / (0,31/0,12)1/3 = 800,09 К

Полученное значение не отличается от раньше принятого более чем на 50 К, поэтому удовлетворяет принятым условиям.

1.4 Индикаторные и эффективные показатели рабочего цикла

Среднее индикаторное давление.

На основании полученных при расчете значений величин Рс, л, д, с, а также принятых значений n1 и n2 может быть определено теоретическое среднее индикаторное давление по следующим зависимостям для дизеля, МПа:

Pi ` = (л(с-1) + (1-) - (1-))

Pi ` = (1,6(1,56-1) + (1-) - (1-))

Pi ` = 0,25577*3,4242 = 0,8758 Мпа

Среднее индикаторное давление действительного цикла будет отличаться от расчетных значений на величину, пропорциональную уменьшению площади расчетной диаграммы при ее скруглении. Уменьшение расчетного среднего индикаторного давления в этом случае учитывается коэффициентом полноты индикаторной диаграммы: для дизелей цп = 0,92….0,95.

Pi = Pi `* цп = 0,8758 * 0,93 = 0,8145 Мпа

Индикаторный КПД двигателя и расход топлива.

Индикаторный КПД двигателя характеризует степень использования теплоты в действительном цикле и определяется по формуле

?і = = 0,43

Индикаторный удельный расход топлива при известной величине индикаторного КПД определяется по формуле, г/кВт*ч

gi = = 197,27 г/кВт*ч



Расчетные значения величин согласно справочной литературе составляет для дизельных двигателей Pi = 0,7…1,7 Мпа, ?і = 0,40…0,50, gi = 170…210 г/кВт*ч

Среднее эффективное давление

Среднее эффективное давление в цилиндре двигателя Ре, используемое для выполнения полезной работы, может быть определено как разность среднего индикаторного давления и давления, необходимого для преодоления механических потерь в двигателе, МПа

Среднее давление механических потерь Рм определяется по эмпирическим формулам в зависимости от типа двигателя и смесеобразования, числа цилиндров і, отношения S/D и средней скорости поршня Vп.сер

Для дизелей Рм = 0,089 + 0,0118* Vп.сер

Средняя скорость движения поршня для дизелей Vп.сер = 6,5….12 м/с, принимаем для расчетов значение Vп.сер = 7,8 м/с

Рм = 0,089 + 0,0118* 7,8 = 0,18 МПа

Ре = 0,8145-0,18 ? 0,63 МПа

Эффективный КПД и расход топлива

Эффективный КПД двигателя учитывает тепловые и механические потери двигателя и определяется по формуле:



Значение механического КПД при известной величине Рм определяется по формуле

?м = = 0,78 ?е = 0,43*0,78 = 0,35

Удельный эффективный расход топлива, г/кВт*ч

ge = = 235 г/кВт*ч

Согласно справочной литературе для дизелей данные показатели лежат в следующих пределах Ре = 0,65..0,85 МПа, ?м = 0,7…..0,82, ?е = 0,35…0,42, ge = 210….235 г/кВт*ч.

1.5 Определение основных размеров цилиндра двигателя. Рабочий объем двигателя и одного цилиндра

На основании полученных по предыдущим расчетам значений, при заданной мощности и частоте вращения коленчатого вала двигателя, можно определить его рабочий объем Vор, л

Vор = = 11,24 л

Рабочий объем одного цилиндра Vh, л

Vh = = 1,87



Диаметр цилиндра D, мм и ход поршня S, мм находим по формуле

D = 100* = 1,2638*100 = 126,38 мм

S = 126,38*1,18 = 149,12 мм

При условии, что это справочный коэффициент в пределах 1…1,27, нами взят 1,18.

Это значение задают, исходя из типа двигателя и частоты вращения коленчатого вала таким образом, чтобы значения Vп.ср не превышали указанных в п. 1.4.3 пределов. Полученные значения D и S округляем до целых чисел, после чего окончательно уточняем основные показатели двигателя по формулам

- вычисляем действительную среднюю скорость поршня Vп.ср, м/с и сравниваем с ранее принятой

Vп.ср = = 7,44 м/с

- вычисляем фактический рабочий объем двигателя Vор, л

Vор = = 11,21 л

- фактическую мощность двигателя Ne, кВт вычисляют по формуле



Ne = = 133,56 кВт

-определяют часовой расход топлива при номинальном режиме GПN, кг/ч

GПN = = 31,73 кг/ч

- определяют крутящий момент двигателя на номинальном режиме MKN, Н*м

MKN = = 614,19 Н*м

1.5 Построение индикаторной диаграммы

Выбор масштабов и определение координат основных точек

Индикаторная диаграмма строится с целью наглядного представления тепловых процессов, протекающих в двигателе и самого рабочего цикла.

Диаграмма построена на листе формата А4 (210х297мм). На горизонтальной оси обозначено в масштабе значение минимального Vс и максимального Vа объемов цилиндра, которые получены из формул

Vс = = 0,12

Vа = 1.87+0.12 = 1.99



Принимаем следующие значения

S = 149мм = 0,149м АВ = 300мм

Тогда масштаб будет µs = = 0,149/300 = 0,005 м/мм

Приведенная к принятому масштабу величина объема камеры сгорания, мм

Vс = ОА = = 19 мм

По вертикальной оси в масштабе откладывают давление в характерных точках цикла a, c, z, b, r соответственно Pa, Pc, Pz, Pb, Pr.

Заносим имеющиеся данные в таблицу

Табл. 1.3 Давление в характерных точках индикаторной диаграммы

Давление	Обозначение	Значение, МПа	Ордината точки, мм
Давление атмосферное	Po	0,1	5
Давление в конце впуска	Pa	0,09	4,5
Давление в конце сжатия	Pc	3,99	199,5
Давление в конце процесса сгорания	Pz	6,38	319
Давление в конце процесса расширения	Pb	0,31	15,5
Давление остаточных газов	Pr	0,12	6

Абсцисса точки z для дизельного двигателя определяется по формуле

zz` = Vz = 19*(1.56-1) = 10.64 мм

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом

Давление в промежуточных точках политропных процессов сжатия и расширения определяются по формулам

- на линии сжатия

Значение объема Vа соответствует абсциссе ОВ, Значение Vх = ОХ будут лежать в пределах от Vх = Vа = ОВ до Vх = Vс = ОА.

Координаты точек политропы расширения рассчитываются аналогично, МПа

- на линии расширения

Для дизельного двигателя при определении координат точек политропы расширения необходимо учитывать, что отношение ОВ/ОХ будет изменяться в пределах от 1 до д = 10,64, то есть минимальное значение ОХ будет соответствовать не Vс, а Vz`.

На основании вышеуказанных уравнений с помощью программы на ПК строим две кривые- политропы сжатия и расширения.

Скругление индикаторной диаграммы.

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

Табл. 1.5 Значение фаз газораспределения

Наименование фазы	Угол поворота коленвала, о	Обозначение точки на индикаторной диаграмме
Открытие впускного клапана до ВМТ	30	a`
Закрытие впускного клапана после НМТ	60	a”
Открытие выпускного клапана до НМТ	60	b`
Закрытие выпускного клапана после ВМТ	30	b”
Угол опережения зажигания до ВМТ	30	и



В точке С' к моменту прихода поршня в ВМТ в цилиндре двигателя давление будет больше, чем Pc, МПа

Pc” = (1,15….1,25)* Pc, = 1,2*3,99 = 4,79 Мпа

Ордината точки b” определяется как

Pb” = 0,5*( Pb + Pr) = 0,5*(0,31+0,12) = 0,22 Мпа

1.6 Тепловой баланс двигателя

Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом, определяется по формуле, Дж/с

Qo = = = 374061,44 Дж/с

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с, Дж

Qе = 1000*Ne = 133560,2 Дж

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, Дж/с

,

где с - коэффициент пропорциональности, с = 0,45…0,53 = 0,49

і - число цилиндров, D - диаметр цилиндра, мм

m - показатель степени, для четырехтактных двигателей m = 0,67



Qохл = = 155077,16 Дж/с,

Теплота, унесенная с отработавшими газами, Дж/с

Значение величины определяется по формуле 1.15 для полученной температуры Тr = 800,29 К (527,29 оС)

Qr = *(0.779*24.01*527.29-0.745*22.30*20) = 83996.80 Дж/с

Неучтенные потери теплоты

Qост = 374061,44 - (133560,2+155077,16+83996,80) = 1427,28 Дж/с

Все составляющие теплового баланса сводятся в таблицу.

Табл.1.6 Составляющие теплового баланса

Составляющие теплового баланса		Q, Дж/с	q, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе	Qе	133560,2	35,7
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	Qохл	155077,16	41,5
Теплота, унесенная с отработавшими газами	Qr	83996,80	22,5
Неучтенные потери теплоты	Qост	1427,28	0,3
Общее количество теплоты, введенное в двигатель с топливом	Qo	374061,44	100

1.7 Построение внешней скоростной характеристики

Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале от ne min = 350….700 мин-1 до nN для дизельных двигателей, где nN - частота вращения коленчатого вала двигателя при номинальной мощности. По условию nN = 2100 мин-1.

Расчетные точки кривой эффективной мощности, выраженной в кВт, определяются по следующим эмпирическим зависимостям через каждые 500…1000 мин-1. двигатель шатунный коленчатый вал

Для дизелей с неразделенными камерами сгорания

где Ni и ni - эффективная мощность и частота вращения в расчетной точке характеристики, Ne и nN - номинальная эффективная мощность и частота вращения коленчатого вала двигателя при номинальной мощности.

Значения эффективного крутящего момента двигателя могут быть определены по формуле, Н*м

Значение среднего эффективного давления для рассчитываемых точек может быть определено по формуле, МПа

Pi =

Точки кривой среднего индикаторного давления, Мпа

Piх = Pех + Pмх,



где Pмх - среднее давление механических потерь двигателя, определяется по уравнениям, приведенным в подразделе 1.4.3, в зависимости от типа и конструкции двигателя для данного скоростного режима работы.

Расчетные точки индикаторного крутящего момента могут быть определены по кривой Piх или из выражения, Н*м

Mix =

Удельный эффективный расход топлива, г/кВт*ч:

где gex и gen - -удельный эффективный расход топлива соответственно при номинальной мощности и в расчетной точке характеристики.

Часовой расход топлива, кг/ч

Для четырехтактного двигателя с непосредственным впрыском можно принять линейное изменение б = f (ne), причем бmin = (0.7….0.8)*бn.

При выбранном законе изменения б коэффициент наполнения сo

?Vx =

Данные расчета параметров внешней скоростной характеристики заносим в табл. 1.7, по которым строят графики внешней скоростной характеристики двигателя, показанную на рис. 1.1



Табл. 1.7 Параметры внешней скоростной характеристики

nex, мин-1	Nex, кВт	Мex, Н*м	Рex, МПа	Vnср, м/с	Рмх, Мпа	Ріх, МПа	Міх, Н*м	gex, г/кВт*ч	Gmx, кг/ч	бх	?Vx
600	42,86	682,48	1,14	2,98	0,12	1,26	751,72	279,37	11,97	1,18	1,291245
1100	63,77	553,88	0,93	5,47	0,15	1,08	644,33	237,94	15,17	1,21	0,917513
1600	221,20	1320,86	2,21	7,95	0,18	2,39	1425,88	223,15	49,36	1,46	2,46728
2100	135,0	614,19	1,03	10,44	0,21	1,24	739,79	235,0	31,73	1,32	1,09485

По скоростной характеристике определяем также коэффициент приспособляемости двигателя, представляющий собой отношение

Км = = 1,05

где MKmax - максимальное значение крутящего момента по результатам расчета ЗШХ, Н*м

Этот коэффициент служит для оценки приспособляемости двигателя к изменению внешней нагрузки и характеризует способность двигателя преодолевать кратковременные перегрузки.

Расчетные значения для дизелей величины К находятся в пределах К = 1,05….1,25.



2. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

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

Sx = R*((1-cos ц)+(лш/4)*( 1-cos 2ц))

Vx = R*щ*(sin ц + (лш /2)*sin 2ц)

Jx = R*щ2*(cos ц + лш *cos 2ц)

R = S/2 = 149,12/2 = 74,56 мм ? 0,07 м

щ = р*n/30 = 3.14*2100/30 = 219,8 сек-1

Результаты расчетов занесены в таблицу 2.1.

Табл. 2.1 Путь, скорость и ускорение поршня

ц, о	Sx, м	Vx, м/с	Jx. м/с2
0	0,00000	0,00000	8792,79128
30	0,02338	8,38582	5634,15010
60	0,07722	23,98371	-1014,55284
90	0,12635	15,38621	-5410,94848
120	0,14723	2,66485	-4396,39564
150	0,14462	-2,96642	-223,20162
180	0,14000	0,00000	2029,10568
210	0,14462	2,96642	-223,20162
240	0,14723	-2,66485	-4396,39564
270	0,12635	-15,38621	-5410,94848
300	0,07722	-23,98371	-1014,55284
330	0,02338	-8,38582	5634,15010
360	0,00000	0,00000	8792,79128
375	0,00000	10,13629	3267,90756
390	0,02338	8,38582	5634,15010
420	0,07722	23,98371	-1014,55284
450	0,12635	15,38621	-5410,94848
480	0,14723	2,66485	-4396,39564
510	0,14462	-2,96642	-223,20162
540	0,14000	0,00000	2029,10568
570	0,14462	2,96642	-223,20162
600	0,14723	-2,66485	-4396,39564
630	0,12635	-15,38621	-5410,94848
660	0,07722	-23,98371	-1014,55284
690	0,02338	-8,38582	5634,15010
720	0,0000	0,00000	8792,79128

2.2 Динамика кривошипно-шатунного механизма

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от действия сил давления газов и сил инерции. По этим силам впоследствии выполняют расчеты на прочность основных деталей двигателя, а также вычисляют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя.

Силы давления газов

Давление газов определяем по формуле, Н

Pr = Д Pr*Fn*106 = (Pi - Po)* Fn*106

где Fn - площадь поршня, м2, Fn = рD2/4 = 3.14*126.38/4 = 0.00992 м2

Pi - давление газов в цилиндре двигателя, МПа,

Po - атмосферное давление, МПа

Результаты вычисления давлений для каждого угла поворота коленвала занесены в таблицу 2.3.

Определение сил инерции

По характеру движения массы деталей кривошипно-шатунного механизма можно разделить на

- массы, движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна),

- массы, совершающие вращательные движения (коленвал и нижняя головка шатуна),

- массы, совершающие сложные движения (стержень шатуна).

Для приближенного расчета масс используют конструктивные массы

Табл. 2.2 Массы деталей кривошипно-шатунного механизма

Конструктивный элемент или масса	Конструктивная масса, кг/м2	Масса, кг
Поршень (из алюминиевого сплава), mП	300	3,34
Шатун, mШ	300	3,34
Неуравновешенные части коленвала (стальной кованый вал), mШШ	400	4,45

m1 = 0.275* mШ = 0.275*3.34 = 0.92 кг

m2 = 0.725* mШ = 0.725*3.34 = 2.42 кг

mj = mП + m1 = 3,34+0,92 = 4,26 кг

mR = mШШ + m2 = 4,45+2,42 = 6,87 кг

Имея значение приведенных масс, можно определить силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс, Н:

Pj = -mj*J = -mj* R*щ2*(cos ц + лш *cos 2ц)

Сила инерции вращающихся масс, Н

KR = -mR* R*щ2 = -6.87*0.07*48312.04= - 23233,26 H

Полученные значения величины Pj для различных углов поворота коленвала заносят в таблицу 2.3.



Табл. 2.3 Расчет динамики КШМ

ц, о	Д Pr, Мпа	Pr, Н	Jx. м/с2	Pj, Н	PУ, Н	в	N, H	S, H	K, H	T, H	Mkp, H*m	Rшш
0	0,02	166,92	8792,79128	-37457,29	-37290,37	0,00	0	-37290,37	0	-37290	0	-19220
30	-0,01	-111,28	5634,15010	-12475,36	-12586,64	0,15	-32,95	12586,68	10855	-20258	-651,3	-19220
60	-0,01	-111,28	-1014,55284	4321,99	4210,71	0,26	19,11	4210,75	3998	-1602	-458,6	-19220
90	-0,01	-111,28	-5410,94848	23050,64	22939,36	0,30	120,11	22939,67	-21852	-2365	295,4	-19220
120	-0,01	-111,28	-4396,39564	18728,65	18617,37	0,26	4734,31	18617,42	-16258	-1236	345,6	-19220
150	-0,01	-111,28	-223,20162	950,84	839,56	0,15	125,00	839,42	654	-7856	262,3	-19220
180	-0,01	-111,28	2029,10568	8643,99	8532,71	0,00	0	8532,71	0	-8532	0	-19220
210	0,00	-44,51	-223,20162	950,84	906,33	-0,15	-2,37	906,23	-11258	-7258	-456,8	-19220
240	0,02	209,21	-4396,39564	18728,65	18937,86	-0,26	-85,94	18937,26	-17203	-11269	-652,3	-19220
270	0,08	892,46	-5410,94848	23050,64	23943,10	-0,30	-125,37	23943,32	20185	-10268	-568,3	-19220
300	0,27	3044,62	-1014,55284	4321,99	7366,61	-0,26	-33,43	7365,20	6265	-5623	223,5	-19220
330	1,13	12621,36	5634,15010	-12475,36	146,00	-0,15	-21,91	145,20	2420	8965	220,8	-19220
360	4,21	46882,19	8792,79128	-37457,29	9424,90	0,00	0	9424,90	0	9424	0	-19220
375	6,01	66881,41	3267,90756	-33877,24	33004,17	0,08	46,08	33004,20	25852	7856	896,6	-19220
390	3,14	34890,68	5634,15010	-12475,36	22415,32	0,15	58,68	22414,12	16254	-12365	823,5	-19220
420	0,98	10889,84	-1014,55284	4321,99	15211,83	0,26	69,03	15209,36	11203	-10236	658,3	-19220
450	0,45	5014,27	-5410,94848	23050,64	28064,91	0,30	146,95	28063,23	8623	-6352	410,5	-19220
480	0,27	3057,97	-4396,39564	18728,65	21786,62	0,26	98,86	21784,32	14520	-4325	356,8	-19220
510	0,18	2003,04	-223,20162	950,84	2953,88	0,15	7,73	2952,00	1185	-8659	185,5	-19220
540	0,10	1441,73	2029,10568	8643,99	10085,72	0,00	0	10085,72	0	-10085	0	-19220
570	0,05	551,95	-223,20162	950,84	1502,79	-0,15	-3,93	1501,32	-3652	-9658	-365,9	-19220
600	0,02	166,92	-4396,39564	18728,65	18895,57	-0,26	-85,75	18893,20	-6584	-4653	-355,6	-19220
630	0,02	166,92	-5410,94848	23050,64	23217,56	-0,30	-121,57	23215,68	-18215	-4986	-325,5	-19220
660	0,02	166,92	-1014,55284	4321,99	4488,91	-0,26	-20,37	4486,20	-2315	-2365	356,2	-19220
690	0,02	166,92	5634,15010	-12475,36	-12308,44	-0,15	32,22	-12306,03	9625	-21968	286,6	-19220
720	0,02	166,92	8792,79128	-37457,29	-37290,37	0,00	0	-37290,37	0	-37290	0	-19220

Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме.

Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

PУ = Pr + Pj

Сила N, действующая перпендикулярно к оси цилиндра, называется нормальной и воспринимается стенками цилиндра, Н

N = PУ*tgв

Сила S, действующая по оси шатуна, передается кривошипу, Н

S = PУ/cosв

Силу S, приложенную к оси шатунной шейки, можно разложить на две составляющие:

- тангенциальную силу Т, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа

Т =

- силу, направленную по радиусу кривошипа, Н

К =



Результаты расчета указанных сил заносят в соответствующую графу таблицы 2.3

По данным таблицы 2.3 строят графики зависимостей

Pr = f(), Pj = f(), PУ = f(), S = f(), N = f(), К = f(), T = f().

По кривой T = f() можно выполнить оценку значения крутящего момента как одного цилиндра, так и двигателя в целом.

Крутящий момент, Н*м

Мкр = T*R

Суммарный крутящий момент будет периодически изменяться через

И = 720/і = 720/6 = 120о.

При графическом построении кривой МкрУ кривая Мкр = f() одного цилиндра разбивается на число участков, равное 720/і. Все участки кривой сводятся в один и суммируются. Результирующая кривая показывает изменение суммарного крутящего момента двигателя в зависимости от угла поворота коленвала.

Табл. 2.4 Суммарный крутящий момент

	М1	М2	М3	М4	М5	М6	М7	М8	Мсумм
0	0,00	295,92	0,00	-356,14	-3,67958Е-13	603,4506856	2,84584Е-13	-312,6097118	230,62
30	-651,27	474,70	-265,23	170,44	674,7216252	613,8031809	-278,4236774	343,1999702	1081,94
60	-359,90	263,76	-488,77	168,92	300,5285316	310,5168016	-486,9146255	640,7331935	348,96
90	295,92	0,00	-356,14	0,00	603,4506856	2,84584Е-13	-312,6097118	6,37679Е-13	230,62

Силы, действующие на шатунные шейки коленчатого вала

Силы, действующие на шатунные шейки, определяют аналитически или графическим построением.

Результирующая сила, действующая на шатунную шейку, будет равна сумме сил S и KR. Сила S может быть приведена в виде суммы, Н

S =

Так ка силы K и KR приложены в одной точке, направлены по одной оси, но могут иметь различные знаки, то необходимо брать их сумму, Н

PK = K + KR Rшш =

Диаграмма износа шатунной шейки

Для определения местоположения масляного отверстия, а также наиболее и наименее нагруженных участков поверхности шатунной шейки и прогнозирование возможного характера ее износа, строят диаграмму износа шатунной шейки. Построение выполняют в предположении, что при приложении каждого вектора Rшш к поверхности шейки, его действие равномерно распределяется на 600 по окружности в обе стороны от точки приложения силы.

После разбивки окружности на участки, лучи на принятой окружности нумеруют, а затем на нее с полярной диаграммы параллельно самому себе переносят вектор силы Rшші соответствующий тому или иному углу поворота коленвала. Причем этот вектор прикладывают к поверхности шатунной шейки только с наружной стороны.

Для упрощения расчета результирующих величин износа от действия силы Rшш при других углах поворота коленвала составляем табл. 2.5, в которой по горизонтали откладываем номера лучей, а по вертикали- углы поворота коленвала.

Определение наиболее нагруженной шейки коленвала

При расчете коренных шеек коленвала на прочность необходимо знать амплитуду крутящего момента, передаваемого валом, так как коренные шейки коленвала рассчитываются только на кручение.

Так как потребитель крутящего момента расположен со стороны маховика двигателя, то крутящий момент, снимаемый с первой коренной шейки коленвала, обычно весьма невелик, и им пренебрегаем. Принимаем углы между вспышками- 900. Расчет набегающих моментов приведен в табл. 2.6. Графики крутящих моментов цилиндров строим, исходя из векторной диаграммы вспышек (рисунок 2.3)

При правильном построении кривая набегающего момента последней коренной шейки представляет собой периодически повторяющуюся кривую суммарного крутящего момента.



3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ

3.1 Общие сведения

Площадь проходного сечения в клапане определяется из условия неразрывности потока несжимаемого газа по условной средней скорости в сечении седла при максимальном подъеме клапана на режиме номинальной частоты вращения, см2,

FКЛ =

VП СР - значение средней скорости поршня, VП СР = 9,8 м/с,

WВП - скорость газа в проходном сечении клапана, WВП = 48 м/с

FП - площадь поршня, FП = 0,00992 м2 = 99,2 см2

іКЛ - число одноименных клапанов, іКЛ = 1

FКЛ = = 20,25 см2

Учитывая, что через горловину проходит стержень клапана, ее площадь обычно принимают

FГОРЛ = (1,1…1,2) FКЛ = 1,2*20,25 = 24,30 см2

Диаметр горловины, мм

dГОРЛ = * 10 = *10 = 57,88 мм



Диаметр dГОРЛ ВП впускного клапана должно лежать в пределах

dГОРЛ ВП = (0,30…0,52) DП = 0,42*126,38 = 55,08 мм

Диаметры горловин выпускных клапанов принимают на 10-20% меньше dГОРЛ ВП

dГОРЛ ВЫП = 0,9* dГОРЛ ВП…0,8* dГОРЛ ВП = 0,85*57,88 = 49,20 мм

У современных двигателей угол наклона фаски тарелки выпускного клапана обычно принимается равным 450, а впускного клапана - 450 или 300.

Если известны FКЛ и б, то максимальная высота подъема клапана может быть определена:

при б = 450,

hКЛ = /2,22 - dГОРЛ = /2,22 - 49,6 = 13,2 мм

3.2 Построение профиля кулачка

Построение профиля кулачка ведется от начальной окружности радиуса r0. Значение величины r0 находится в пределах

r0 = (1,5…2,5) hКЛ max /10= 2*13,2/10 = 2,64 см

Угол цРо, задающий положение этих точек, определяется из условия обеспечения принятых фаз газораспределения для проектируемого клапана:



цРо = (цПР+180+ цЗАП)/4

где цПР - угол опережения открытия впускного клапана до ВМТ, 200,

цЗАП - угол запаздывания закрытия впускного клапана после НМТ, 460,

цРо = (20+180+ 46)/4 = 61,50

Условие максимального хода толкателя hT max

hT max = hКЛ max*

где lT и lКЛ- длина плеча коромысла, прилегающая соответственно к толкателю и к клапану.

= 0,88 hT max = 13,2*0,88 = 11,6 мм

Для выпуклого кулачка значение величины r2 принимается по технологическим соображениям из условия r2 ? 1,5 мм, r2 = 3 мм

Если задаемся значением r2, то значение r1 может быть рассчитано по формуле, мм

r1 =

где б = r0 + hT max - r2 б = 29,23 мм r1 = 91,62 мм

Для обеспечения зазора в клапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом rк, меньшим, чем r0 на зазор ДS. Зазор ДS учитывает температурную и упругую деформацию элементов механизма газораспределения и принимается равным для впускных клапанов ДSВП = 0,25…0,35 мм (принимаем 0,3 мм).

Угол цР1max определяют из условия, что в точке С угол цР1 = max и цР2 = max, а hT1 = hT2

sin цР1max = б* sin цР0/( r1- r2)

цР2max = цР0 - цР1max

sin цР1max =0,29 цР1max ? 18,820 цР2max = 42,680

В зависимости от выбранного профиля кулачка и типа толкателя определяются подъем, скорость и ускорение толкателя и клапана. Для выпуклого кулачка с плоским толкателем

hT1 = (r1- r0)*(1-cosцP1); hT2 = б*cos цP2 + r2- r0;

VT1 = (r1- r0)*щK*sinцP1; VT2 = щK* б*sinцP2;

JT1 = (r1- r0)*щK2*cosцP1; JT2 = -щK2* б*cosцP2;

где hT1, VT1, JT1 - соответственно подъем, м, скорость, м/с и ускорение толкателя, м/с2 при движении его по дуге радиусом r1 от точки А к точке С,

hT2, VT2, JT2 - соответственно подъем, м, скорость, м/с и ускорение толкателя, м/с2 при движении его по дуге радиусом r2 от точки С к точке В,

щK - угловая скорость кулачка (распредвала), рад/с

щK = щ/2 = (сек-1)

цP1 и цP2 - текущие значения углов при движении толкателя по дугам окружности r1 и r2.



Таблица 3.1 Графики пути, скорости и ускорения толкателя

цP0	цP1	цP2	cosцP1 cosцP2	sinцP1 sinцP2	hT	VT	JT
0	0	-	1	0	0	0	1010,624
5	5	-	0,996194698	0,087155743	0,233695039	0,686627	1006,779
10	10	-	0,984807753	0,173648178	0,933001594	1,368029	995,2708
15	15	-	0,965925826	0,258819045	2,092597521	2,039019	976,1882
18,82	18,82	-	0,946524749	0,322631213	3,284076052	2,541742	956,581
18,82	-	42,68	0,735176407	0,677875837	3,284076052	2,541742	-353,621
31,50	-	30,00	0,866025404	0,5	7,108684661	1,874784	-416,559
41,50	-	20,00	0,939692621	0,342020143	9,261916853	1,282428	-451,993
51,50	-	10,00	0,984807753	0,173648178	10,58059508	0,651106	-473,694
61,50	-	0,00	1	0	11,02465197	0	-481,001

Задаваясь последовательно различными значениями углов цP1 и цP2, определяем значения hT, VT, JT и результаты расчета заносим в табл. 3.1.

По данным табл. 3.1 строим графики пути, скорости и ускорения толкателя.

3.3 Время-сечения клапана

Диаграмма подъема толкателя, построенная в принятом масштабе, может характеризовать также подъем клапана, если изменить масштаб по оси ординат в соответствии с соотношением плеч коромысла:

курсовая работа "Анализ направлений повышения технико-эксплуатационных свойств двигателя грузового автомобиля" скачать

Подобные документы

• Расчет и конструирование бензинового двигателя мощностью 50 кВт при частоте вращения коленчатого вала 5500 мин

  Тепловой расчет и тепловой баланс проектируемого двигателя. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма. Прочностной расчет поршневой и шатунной групп, коленчатого вала, механизма газораспределения. Расчет элементов систем смазки и охлаждения.
  
  дипломная работа [1,8 M], добавлен 08.04.2013
  

• Расчет транспортных двигателей

  Количество свежего заряда или горючей смеси для карбюраторных ДВС. Основные эффективные показатели рабочего цикла. Построение индикаторной диаграммы. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма. Силы, действующие на шатунные шейки коленвала.
  
  курсовая работа [595,6 K], добавлен 27.12.2010
  

• Расчет двигателя Ауди

  Тепловой расчет: подбор топлива, параметры рабочего тела и окружающей среды, действительных циклов работы двигателя. Индикаторные параметры рабочего цикла. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма. Уравновешивание и расчет на прочность.
  
  курсовая работа [3,7 M], добавлен 09.10.2011
  

• Расчет двигателя ВАЗ 21011

  Частота вращения коленчатого вала. Выбор топлива. Средний элементарный состав бензинового топлива. Процессы впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска. Индикаторные и эффективные параметры рабочего цикла. Основные параметры цилиндра и двигателя.
  
  курсовая работа [905,1 K], добавлен 28.01.2015
  

• Разработка четырехтактного автомобильного двигателя

  Выбор параметров к тепловому расчету, расчет процессов наполнения, сжатия, сгорания и расширения. Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя, приведение масс кривошипно-шатунного механизма, силы инерции. Расчет деталей двигателя на прочность.
  
  курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.04.2010
  

• Динамика двигателя внутреннего сгорания

  Тепловой расчет двигателя, характерные объёмы цилиндров. Параметры состояния газа перед впускными клапанами. Индикаторные показатели двигателя. Определение масс движущихся частей кривошипно-шатунного механизма. Нагрузочная характеристика двигателя.
  
  курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.01.2014
  

• Назначение и характеристика кривошипно-шатунного механизма двигателя Д–240

  Назначение, устройство, анализ условий работы и дефекты коленчатого вала двигателя марки Д-240. Способы восстановления коленчатого вала. Проектирование технологического процесса восстановления коленчатого вала. Выбор рационального способа восстановления.
  
  курсовая работа [2,4 M], добавлен 03.02.2010
  

• Динамика двигателя автомобиля Пежо 307

  Кинематический и динамический расчет кривошипно-шатунного механизма. Силы и моменты, действующие в КШМ. Определение скоростей и ускорений поршня и шатуна, избыточного давления продуктов сгорания. Приведение масс деталей. Уравновешивание двигателя.
  
  курсовая работа [1017,4 K], добавлен 24.03.2015
  

• Расчет карбюраторного двигателя и системы охлаждения автомобиля ЗИЛ-508

  Определение параметров проектируемого двигателя аналитическим путем. Проверка степени совершенства действительного цикла. Выбор исходных величин теплового расчета. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма. Кинематика карбюраторного двигателя.
  
  курсовая работа [1,4 M], добавлен 20.08.2011
  

• Разработка технологического процесса восстановления коленчатого вала двигателя автомобиля ЗИЛ-131

  Характеристика автомобиля ЗИЛ-131. Ремонтный чертеж коленчатого вала двигателя и условия его работы. Схема технологического процесса устранения группы дефектов коленчатого вала двигателя автомобиля. Расчет количества основного оборудования на участке.
  
  курсовая работа [1,2 M], добавлен 11.10.2013
  

• Конструирование бензинового двигателя для легкового автомобиля

  Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания. Основные показатели и размеры цилиндра двигателя. Порядок выполнения расчета для поршневого двигателя. Электрооборудование и система пуска автомобиля. Расчет деталей газораспределительного механизма.
  
  дипломная работа [2,6 M], добавлен 05.12.2011
  

• Расчет конструкции двигателя внутреннего сгорания

  Кинематика и динамика ДВС, приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма. Расчет поршня, кольца и пальца бензинового двигателя. Конструкция поршневой головки шатуна бензинового двигателя. Расчет гильзы и шпильки головки блока цилиндров ДВС.
  
  курсовая работа [4,8 M], добавлен 04.02.2016
  

• Двигатель мощностью Ne=100 кВт для привода генератора

  Индикаторные и эффективные показатели двигателя. Выбор схем расположения кривошипов и порядка работы цилиндров. Анализ уравновешенности двигателя. Крутильные колебания коленчатого вала и способы уменьшения амплитуд. Прочностные расчеты деталей двигателя.
  
  курсовая работа [2,5 M], добавлен 05.06.2012
  

• Разработка двигателя на базе дизеля 6ЧНР 36/45 (Г70) с лучшими удельными показателями

  Расчет параметров процессов впуска, сжатия, сгорания и расширения. Индикаторные показатели двигателя. Механические потери в двигателе. Сила давления газов. Определение набегающих моментов на коренные и шатунные шейки. Анализ уравновешенности двигателя.
  
  курсовая работа [792,8 K], добавлен 02.07.2014
  

• Устройство автомобильного двигателя

  Особенности устройства кривошипно-шатунного механизма двигателя ЯМЗ-236. Устройство деталей механизма газораспределения двигателя ЗИЛ-508.10. Типы форсунок, их преимущества и недостатки. Схема бесконтактно-транзисторного регулятора напряжения РР350.
  
  курсовая работа [3,7 M], добавлен 12.01.2015
  

• Кривошипно-шатунные механизмы

  Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма. Типичные схемы КШМ автомобильных двигателей и характерные для них соотношения. Силы, действующие в КШМ. Уравновешивание поршневых двигателей. Четырехцилиндровый однорядный двигатель с кривошипами.
  
  курсовая работа [3,6 M], добавлен 23.03.2011
  

• Расчет авиационного звездообразного поршневого двигателя с воздушным охлаждением (прототип АИ-14)

  Краткое описание звездообразного поршневого двигателя. Расчет процессов наполнения, сжатия, сгорания, расширения двигателя. Индикаторные и геометрические параметры двигателя. Расчет на прочность основных элементов. Расчет шатуна и коленчатого вала.
  
  курсовая работа [619,4 K], добавлен 21.01.2012
  

• Тепловой и динамический расчет двигателя. Тяговый расчет автомобиля

  Проведение тягового расчета автомобиля: полной массы, расчетной скорости движения, передаточных чисел трансмиссии и мощности двигателя. Обоснование теплового расчета двигателя: давление и температура. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма.
  
  курсовая работа [619,5 K], добавлен 12.10.2011
  

• Тепловой и динамический расчет двигателя

  Выбор топлива, определение его теплоты сгорания. Определение размеров цилиндра и параметров двигателя, построение индикаторной диаграммы. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма. Расчет и построение внешней скоростной характеристики двигателя.
  
  курсовая работа [434,0 K], добавлен 27.03.2011
  

• Динамический расчёт кривошипно-шатунного механизма двигателя

  Расчет индикаторных тепловых характеристик и динамических показателей рабочего цикла двигателя. Определение размеров поршня: диаметр, ход и радиус кривошипа. Построение графиков составляющих и суммарных набегающих тангенциальных сил и крутящих моментов.
  
  курсовая работа [367,1 K], добавлен 03.06.2014
  

Другие документы, подобные "Анализ направлений повышения технико-эксплуатационных свойств двигателя грузового автомобиля"

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам