Проект двигателя внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

по дисциплине: «Теория и конструкция машин и оборудования отрасли»

на тему: «Проект двигателя внутреннего сгорания»

1. Тепловой расчет

1.1 Задание на тепловой расчет

Произвести тепловой расчет четырехтактного дизельного двигателя. Требуемая мощность не менее NeH = 90 кВт, при частоте вращения коленчатого вала пи = 3200 об/мин. Число цилиндров i = 4 с рядным расположением. Число клапанов 2 шт. Система питания ТНВД. Степень сжатия е = 20,5. Система охлаждения жидкостная закрытого типа. Расчет вести для режима номинальной мощности. Ход поршня 54,8 мм и диаметр поршня 76 мм.

Предположительно для автомобиля ГАЗ-310221.

По результатам теплового расчета определить среднее эффективное давление ре; удельный эффективный расход топлива ge: диаметр цилиндра D и ход поршня S; общий рабочий объем цилиндров двигателя VД; построить внешнюю скоростную характеристику двигателя.

1.2 Топливо, состав горючей смеси и продуктов сгорания

С учётом типа двигателя и его быстроходности, степени сжатия выбирается сорт топлива, и устанавливаются его основные свойства. Элементарный состав по весу, цетановое число.

В соответствии с ГОСТ 305-82 для данного автомобиля принимаем дизельное топливо (для работы в летних условиях - марки Л и для работы в зимних условиях - марки З). Цетановое число топлива - не менее 45.

Средний элементарный состав дизельного топлива

С = 0,870 кДж/кг; Н = 0,126 кДж/кг; О = 0,004 кДж/кг

Для определения низшей теплотворной способности топлива заданного элементарного состава воспользуемся формулой Д.И. Менделеева, кДж/кг: Hu = 33,91С + 125,6H - 10,89·(О - S) - 2,51·(9Н+W).

Hu = 33,91·0,87 + 125,6·0,126 - 10,89·0,004 - 2,51· 9·0,126 = 4244 кДж/кг.

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, кмоль возд./кг топлива или кг возд./кг топлива:

.

кмоль возд./кг топлива.

кг возд./кг топлива

Значение коэффициента избытка воздуха б на расчетном режиме принимается для дизеля с наддувом в пределах 1,6 - 1,8.

б = 1,7.

Количество воздуха для дизелей, при сгорании 1 кг топлива, кмоль св. зар. / кг топл:

кмоль св. зар. / кг топл.

При полном сгорании топлива (б > 1), что характерно для дизелей, продукты сгорания с определенным допущением можно представить как смесь углекислого газа С02, водяного пара Н20, свободного кислорода О2 и азота N2. Тогда для определения количества каждого из компонентов продуктов сгорания, отнесенного к 1кг топлива, можно использовать формулы:

;

;

;

.

Для наших значений получаем:

;

;

;

.

Общее количество продуктов сгорания:

.

М2 = 0,0725 + 0,063 + 0,0728 + 0,6732 = 0,8815 кмоль пр. сг/кг топл.

1.3 Процесс впуска

Качество заполнения цилиндра свежим зарядом зависит от трех основных факторов: гидравлического сопротивления на впуске ДР, количества оставшихся в цилиндре от предыдущего цикла продуктов сгорания и подогрева заряда от стенок системы впуска и внутрицилиндрового пространства ДT. Величина ДР зависит от суммарного коэффициента сопротивления (в2 + о) самого узкого сечения в системе впуска (обычно это сечение клапана), учитывающего гашение скорости заряда у клапана в и гидравлического сопротивления клапана о; скорости воздушного заряда у клапана щкл и плотности заряда на впуске ск. Учитывая значение частоты вращения вала двигателя при номинальной мощности и достаточно высокое качество обработки внутренней поверхности впускного трубопровода современных двигателей, можно принять: (в2 + о) = 2,7, щкл= 70 м/с. Плотность заряда на впуске, кг/м3:

,

где RB - удельная газовая постоянная для воздуха, Дж/(кг·К).RB = 287 Дж/(кмоль·град).Тогда потеря давления на впуске, МПа:

.

Получаем:

.

Подсчет температуры подогрева воздуха при прохождении впускного трубопровода достаточно затруднен из-за отсутствия надежных значений коэффициентов теплоотдачи и температуры поверхностей. Поэтому на основе имеющихся экспериментальных данных можно принимать для дизельных двигателей, К, ДT =10.

1.4 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Для дизелей с наддувом принимаем P0 = 0,17 МПа, T0 = 293 К.

Соответственно К.

В процессе выпуска не удается полностью удалить из цилиндра продукты сгорания, и после заполнения цилиндра свежим зарядом они занимают некоторый объем при давлении Рr и температуре Тr. Количество остаточных газов принято оценивать относительной величиной, называемой коэффициентом остаточных газов гr. При полной нагрузке для бензиновых двигателей при расчете гr принимают: давление остаточных газов Рr= (1,05 ч 1,20) Р0, температура Тr = 700 ч 900 К. У современных двигателей угол запаздывания закрытия впускного клапана достаточно велик, (50 ч 70) град п.к.в., что позволяет получить эффект дозарядки, т. е. при расчетах можно учитывать коэффициент дозарядки цдоз = 1,05 ч 1,15.

Принимаем:

Рr= 1,05·0,17 = 0,1785 Мпа;

Тr = 800 К;

цдоз = 1,1

Коэффициент остаточных газов:

.

По опытным данным для дизельных двигателей гr = 0,03 ч 0,06.

Давление в конце впуска, МПа:

.

Температура в конце впуска, К:

.

Коэффициент наполнения цилиндров свежим воздухом:

.

Рассчитываем:

МПа;

;

К;

.

1.5 Процесс сжатия

Для аналитического определения давления Рс , МПа, и температуры Тс, °К, в конце процесса сжатия рабочей смеси необходимо знать значение показателя политропы сжатия п1. При проведении теплового расчета, как правило, используют среднее значение n1. Его величину выбирают с учётом типа двигателя, быстроходности, типа системы охлаждения. Основываясь на опытных данных, по дизельным двигателям принимаем п1 = 1,37.

Тогда

.

Подставляя значения, получаем:

МПа

К.

При решении уравнения сгорания нам потребуется значение средней мольной теплоемкости рабочей смеси в конце процесса сжатия, поэтому определим ее сейчас. Поскольку под рабочей смесью подразумевается сумма свежей смеси воздуха и топлива и плюс остаточные газы, то предварительно необходимо определить значения средних теплоемкостей этих составляющих.

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси в конце сжатия с определенным допущением принимается равной теплоемкости чистого воздуха и определяется по эмпирическому выражению |2, табл.6| в интервале температур 0ч15000С, кДж/(кмоль·град):

mcv =20,6 + 0,00263 tc,

tc = (Tc-273,15)°C.

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце процесса сжатия определяется на основе средних мольных теплоемкостей отдельных компонентов продуктов сгорания, определяемых по эмпирическим формулам из того же источника [2]

Средняя мольная теплоемкость углекислого газа СО2:

mcнCO2 = 27,941 + 0,019·tc - 0,000005487tc2.

Средняя мольная теплоемкость свободного кислорода О2:

mcvО2 =20,930+0,004641·tс - 0,00000084·tс2.

Средняя мольная теплоемкость паров воды Н2О:

mcvH20 = 24,953 + 0,005359tс.

Средняя мольная теплоемкость азота N2.

mcvN2 =20,398 + 0,0025tс.

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия:

.

Средняя мольная теплоемкость свежего заряда в дизеле в конце сжатия:

.

Для наших значений имеем:

tc = 1165,41 - 273,15 = 892,26 0С;

mcv =20,6 + 0,00263·892,26 = 22,947 кДж/(кмоль·град);

mcнCO2 = 27,941 + 0,019·892,26 - 0,000005487·892,26 2 = 40,526 кДж/(кмоль·град);

mcvО2 =20,930+0,004641·892,26 - 0,00000084·892,262= 24,402 кДж/(кмоль·град);

mcvN2 =20,398 + 0,0025·892,26 = 22,629 кДж/(кмоль·град);

mcvH20 = 24,953 + 0,005359·892,26 = 29,735 кДж/(кмоль·град);

;

кДж/(кмоль·град).

1.6 Процесс сгорания

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры и давления в конце видимого сгорания. Для упрощения термодинамических расчетов принимают: процесс сгорания для двигателей с воспламенением от искры происходит при V = const, т.е. при постоянном объеме цилиндра, при этом внешней работы газы не совершают и вся выделяющаяся теплота расходуется только на увеличение их внутренней энергии.

Чтобы определить максимальную температуру сгорания, необходимо решить уравнение сгорания относительно этой температуры. Для двигателей, работающих по циклу с подводом теплоты при постоянном объеме, уравнение сгорания имеет вид:

.

Для двигателей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты при V=const и P=const, уравнение имеет вид:

.

В этих уравнениях оz - коэффициент использования выделившейся теплоты на участке видимого сгорания, т. е. на участке cz. Этот коэффициент учитывает тот факт, что не все тепло, внесенное в цилиндр с топливом в виде химической энергии, используется на повышение внутренней энергии рабочего тела и совершение полезной работы. Часть этой теплоты теряется вследствие теплоотдачи через стенки цилиндра, догорания топлива на линии расширения и диссоциации воды. По опытным данным величина коэффициента использования теплоты для дизельных двигателей оz = 0,7 ч 0,88. Степень повышения давления при сгорании л = pz / рс . Для дизельных двигателей л = 1,7 ч 2,5. Принимаем оz = 0,86 и л = 1,7.

В дизельных двигателях при нормально организованном процессе сгорания неполноту сгорания топлива не учитывают. Поэтому теплота сгорания рабочей смеси, кДж/кмоль раб. см.:

.

Коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

.

Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

.

В уравнение сгорания входят сразу две неизвестные величины: температура в конце видимого сгорания tz, и теплоемкость продуктов сгорания при этой же температуре, поэтому последовательность действий по расчету температуры tz, следующая. Используя приближенные формулы для определения теплоемкости продуктов сгорания в конце видимого сгорания, определяют их числовое значение. Затем, подставляя полученные данные, находим tz.

В дизельном двигателе процесс сгорания протекает в две стадии, т.е. частично при постоянном объеме и частично при постоянном давлении. Поэтому вначале определяем мольные теплоемкости при постоянном объеме для составляющих продуктов сгорания при tz:

mcvC02" = 39,123 + 0,003349 tz,

mcvН2О" = 26,67 + 0,004438 tz,

mcvО2" = 23,723 + 0,001550 tz,

mcvN2" =21,951 + 0,001457 tz,

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания дизеля при V = const:

.

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания дизеля при P = const:

.

Уравнение сгорания после подстановки полученных численных значений всех известных параметров и последующих преобразований принимают вид уравнения второго порядка:

,

откуда

0C, а Tz = tz + 273,15 K.

Теоретическое максимальное давление сгорания для дизельного двигателя, МПа:

Действительное максимальное давление сгорания, МПа: .

Степень повышения давления:

.

Степень предварительного расширения для двигателей:

, находится в пределах 1,2ч1,9.

Рассчитываем:

;

;

;

;

Получаем:

0,86·48745 + (22,989+ 8,315·1,7)·892,26 + 8,315·273(1,7 - 1,036) = 1,036(23,847 + 0,00183tz)·tz, отсюда:

0С;

Tz = 2585,60 + 273,15 = 2858,75 K;

МПа;

МПа;

;

.

1.7 Процесс расширения

Так же, как и при рассмотрении процесса сжатия, с определенными допущениями считают, что процесс расширения в действительном цикле протекает по политропе при постоянном показателе п2. Показатель политропы можно определить, используя разные методы: расчетные, по номограммам или просто выбором из рекомендуемых значений. В нашем случае, когда речь идет об автомобильных двигателях, воспользуемся средними значениями показателя политропы расширения, полученными из анализа индикаторных диаграмм. Для современных дизельных двигателей п2 =1,18 + 1,28. п2 =1,25. Давление Рь, МПа и температура Тb, К, в конце процесса расширения (точка b):

,

,

где ?? = е/с - степень последующего расширения.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

.

, ошибка в выборе Tr.

Рассчитываем:

?? = 20,5/1,82 = 11,26

МПа,

К,

К,

.

1.8 Индикаторные показатели рабочего процесса

Одним из основных показателей, характеризующих качество двигателя, является среднее индикаторное или эффективное давление цикла. Чем больше индикаторное давление, тем эффективнее используется рабочий объем цилиндра (двигателя), тем меньше масса и габариты двигателя, что весьма важно для автомобильных двигателей.

Расчетное (теоретическое) среднее индикаторное давление дизельного двигателя, МПа:

.

Из индикаторных диаграмм действительного цикла двигателей следует, что индикаторная работа действительного цикла несколько меньше расчетного. Отклонение действительного значения Рi от теоретического оценивается коэффициентом скругления (полноты) индикаторной диаграммы цi. По опытным данным для дизельных двигателей цi = 0,92 ч 0,95.

цi =0,95.

Среднее индикаторное давление двигателя после скругления диаграммы, МПа:

.

Вторым основным показателем, характеризующим качество двигателя, является индикаторный КПД. Чем больше индикаторный КПД, тем экономичнее двигатель. Значение индикаторного КПД можно определить по следующей формуле:

.

Экономичность двигателя можно оценить и другим показателем, а именно индикаторным удельным расходом топлива, г/(кВт · ч):

.

Подставляя значения, получаем:

МПа;

МПа;

;

 г/(кВт·ч).

1.9 Эффективные показатели двигателя

Индикаторная работа газов полностью не отдастся потребителю, так как часть ее тратится на собственные нужды двигателя: на преодоление трения; на привод вспомогательных механизмов (масляный насос, генератор, компрессор т.д.); на процесс газообмена. Эти потери называют механическими потерями и оценивают их с помощью среднего давления механических потерь Рм, МПа, или механического КПД зм. При предварительных расчетах двигателя, а таковым и является наш расчет, Рм приближенно можно определить по линейным зависимостям от средней скорости поршня. В зависимости от отношения хода поршня к диаметру выбираем необходимую формулу. S/D = 0,72.

Для четырехтактных дизельных двигателей:

Рм = 0,089 + 0,0118 Vп.ср,

где Vп.ср. - средняя скорость поршня, принятая предварительно равной 14,56 м/с.

Среднее эффективное давление, МПа:

Рe = Рi - Рм

Механический коэффициент полезного действия:

.

Эффективный коэффициент полезного действия:

.

Эффективный удельный расход топлива, г/(кВт - ч):

.

Рассчитываем по нашим значениям:

Рм = 0,089 + 0,0118·14,56 = 0,261 МПа;

Рe = 8,34 - 0,261 = 8,079 МПа;

;

;

г/(кВт·ч).

1.10 Определение основных обобщенных параметров двигателя

Мощность двигателя при номинальной частоте вращения коленчатого вала нам указана в задании. Среднее эффективное давление определено в результате теплового расчета. Используя формулу, связывающую мощность двигателя со средним давлением и рабочим объемом, можно определить основные размеры цилиндра рассчитываемого двигателя.

Рабочий объем всех цилиндров (литраж) двигателя, л:

.

Рабочий объем одного цилиндра, л:

Vh = Vл/i.

Диаметр цилиндра, мм:

.

Окончательно принимаем значение D, округлив его до целого, и по нему уточняем значение S. После чего уточняются основные параметры и показатели проектируемого двигателя:

.

Эффективная мощность, кВт:

.

Момент крутящий на номинальной частоте вращения коленчатого вала и максимальной мощности, Н·м:

.

Часовой расход топлива, кг/ч:

.

Литровая мощность двигателя, кВт/л:

.

Рассчитываем:

л;

Vh = 0,274/4=0,0685 л;

мм;

D = 45 мм;

S = 45·1 = 45 мм;

л;

кВт;

Н·м;

кг/ч;

кВт/л.

1.11 Построение внешней скоростной характеристики

Внешняя скоростная характеристика двигателя необходима для получения тяговой характеристики автомобиля. Наиболее точно внешнюю скоростную характеристику вновь проектируемого двигателя можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для нескольких режимов работы (при различных числах оборотов) двигателя. Однако с достаточной степенью точности эту характеристику можно построить и по результатам теплового расчета, проведенного для одного режима - режима максимальной мощности.

Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале оборотов от пmin = ( пн / 5) об/мин до пmax = (1,1 - 1,2) пн. Расчетные точки выбираются через каждые 500-1000 об/мин.

Расчетные точки кривой эффективной мощности Ne, кВт, определяются по эмпирическим зависимостям:

- для дизельных двигателей

,

где Ne max - максимальная мощность двигателя, кВт; nN - число оборотов коленчатого вала в минуту при Ne max; Nx и nx - эффективная мощность и число оборотов в минуту в рассчитываемых точках скоростной характеристики. Расчетные точки кривой эффективного крутящего момента определяются по формуле, кг·м:

.

Расчетные точки кривой среднего эффективного давления, МПа:

.

Расчетные точки кривой средней скорости поршня, м/с:

.

Расчетные точки удельного эффективного расхода топлива, г/(кВтч):

,

где geN - удельный эффективный расход топлива при поминальной мощности.

Расчетные точки расхода топлива определяется по уравнению, кг/ч:

.

Все результаты расчетов внешней скоростной характеристики заносятся в табл. 1.

Таблица 1

число оборотов, мин-1	параметры скоростной характеристики
	Ne, кВт	Me, Н·м	Pe, МПа	ge, г/(кВт·ч)	Gт, кг/ч
760	16,24	204,15	89,66	21,4	0,3
1760	60,48	219,75	96,51	18,4	0,7
2760	70,95	210,98	92,66	18,3	1,1
3760	79,98	177,83	78,10	21,2	1,5
4760	89,94	120,30	52,83	27,1	1,6

2. Кинематический расчет

2.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

Рис. 1

Sx - текущее перемещение поршня (точка А - ось поршневого пальца);

ц - угол поворота кривошипа (ОВ), отсчитываемый по оси цилиндра (А`О) в направлении вращения коленчатого вала по часовой стрелке (точка О обозначает ось коленчатого вала, точка В - ось шатунной шейки, точка А' - в.м.т.);

в - угол отклонения оси шатуна (АВ) от оси цилиндра;

щ - угловая скорость вращения коленчатого вала;

R=ОВ - радиус кривошипа;

S = 2R = А'А" - ход поршня (точка А" обозначает н.м.т.);

Lш = АВ - длина шатуна;

л = R/Lш - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;

R + Lш = А'О - расстояние от оси коленчатого вала до в.м.т.

Получаем:

л = 0,28

S = 45 мм; D = 45 мм.

R = 22,5 мм; Lш = 80 мм.

2.2 Перемещение поршня

Перемещение поршня в зависимости от угла поворота кривошипа для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом:

,

.

Вследствие совпадения направлений перемещений шатуна при движении кривошипа по первой четверти окружности (0-900) поршень проходит больше половины своего пути. При движении кривошипа по второй четверти окружности (90-1800) направления перемещений шатуна не совпадают, и поршень проходит меньший путь, чем за первую четверть. При графическом построении перемещения поршня указанную закономерность учитывают введением поправки Брикса Rл/2 = R2/(2Lш) = 3,15 ? 3.

2.3 Скорость поршня

При перемещении поршня скорость его движения является величиной переменной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения л=R/Lш.

.

Максимальная скорость поршня зависит (при прочих равных условиях) от величины л, учитывающей конечную длину шатуна, и достигается при ц<900(+Vп) и ц>2700(-Vп). С увеличением л максимальные значения скорости поршня растут и сдвигаются в стороны мертвых точек:

м/с.

2.4 Ускорение поршня

Ускорение (м/с2) поршня рассчитывается по формуле:

.

Максимальное значение ускорения поршня достигается при ц = 00:

м/с2.

Минимальное значение ускорения поршня при л > 0,25:

В точке ц = arccos(-1/4л) = arcos(-0,893) = 26,77.

м/с2.

Все необходимые данные для построения графиков сведем в таблицу 2.

Таблица 2

ц	Sx	Vп	j
0	0,0000	0,0000	0,00040
10	-0,0006	0,0007	0,00039
20	-0,0022	0,0013	0,00036
30	-0,0048	0,0019	0,00031
40	-0,0083	0,0023	0,00025
50	-0,0125	0,0027	0,00019
60	-0,0172	0,0029	0,00011
70	-0,0223	0,0031	0,00004
80	-0,0274	0,0031	-0,00003
90	-0,0325	0,0030	-0,00009
100	-0,0373	0,0028	-0,00014
110	-0,0418	0,0025	-0,00017
120	-0,0457	0,0022	-0,00020
130	-0,0492	0,0019	-0,00022
140	-0,0520	0,0015	-0,00022
150	-0,0542	0,0011	-0,00023
160	-0,0557	0,0008	-0,00023
170	-0,0567	0,0004	-0,00023
180	-0,0570	0,0000	-0,00022
190	-0,0567	-0,0004	-0,00023
200	-0,0557	-0,0008	-0,00023
210	-0,0542	-0,0011	-0,00023
220	-0,0520	-0,0015	-0,00022
230	-0,0492	-0,0019	-0,00022
240	-0,0457	-0,0022	-0,00020
250	-0,0418	-0,0025	-0,00017
260	-0,0373	-0,0028	-0,00014
270	-0,0325	-0,0030	-0,00009
280	-0,0274	-0,0031	-0,00003
290	-0,0223	-0,0031	0,00004
300	-0,0172	-0,0029	0,00011
310	-0,0125	-0,0027	0,00019
320	-0,0083	-0,0023	0,00025
330	-0,0048	-0,0019	0,00031
340	-0,0022	-0,0013	0,00036
350	-0,0006	-0,0007	0,00039
360	0,0000	0,0000	0,00040

3. Динамика кривошипно-шатунного механизма

3.1 Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, центробежные силы, давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (силы тяжести в динамическом расчете обычно не учитывают).

Для дальнейшего расчета приведем массы частей кривошипно-шатунного механизма. По характеру движения массы деталей КШМ можно разделить на движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна); совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна) и совершающие сложное плоскопараллельное движение (стержень шатуна).

Рис. 2

Массу поршневой группы mп считают сосредоточенной на оси поршневого пальца. Массу шатунной группы mш заменяем двумя массами, одна из которых mш.п. сосредоточена на оси поршневого пальца, а другая mш.к. на оси кривошипа.

Fп = рD2 = 3,14·0,0452 = 0,0064 м2;

mп = 100·0,0064 = 0,64 кг;

mш = 150·0,0064 = 0,96 кг;

mк = 180·0,0064 = 1,152 кг;

mш.п. = 0,275 mш = 0,264 кг;

mш.к. = 0,725 mш = 0,696 кг;

масса, имеющая возвратно-поступательное движение:

mj = mп + mш.п = 0,64 + 0,264 = 0,904 кг.

масса, имеющая вращательное движение:

mR = mк + mш.к = 1,152 + 0,696 = 1,848 кг.

3.2 Силы, действующие в кривошипно-шатунного механизма

Сила инерции от возвратно-поступательных движущихся масс:

.

Центробежная сила инерции КR является результирующей двух сил:

- силы инерции вращающихся масс шатуна

.

силы инерции вращающихся масс кривошипа

.

Суммарная сила Р (кН):

Р = Рг + Рj.

Сила N (кН), действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:

.

Сила, действующая вдоль шатуна S (кН):

.

Сила, направленная по радиусу кривошипа К (кН):

.

Тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа (кН):

.

Все необходимые значения для построения графиков заносим в таблицу 3.

Таблица 3

ц	Pj	P	N	S	K	T
0	-0,0567	-1,094	0,000	-1,094	-1,094	0,000
10	-0,0553	-1,069	-0,052	-1,071	-1,044	-0,236
20	-0,0511	-0,997	-0,096	-1,002	-0,904	-0,431
30	-0,0445	-0,882	-0,124	-0,890	-0,701	-0,548
40	-0,0361	-0,733	-0,133	-0,745	-0,476	-0,573
50	-0,0263	-0,562	-0,122	-0,575	-0,267	-0,509
60	-0,0159	-0,380	-0,094	-0,391	-0,108	-0,376
70	-0,0056	-0,199	-0,054	-0,206	-0,018	-0,205
80	0,0040	-0,030	-0,009	-0,032	0,003	-0,032
90	0,0124	0,118	0,034	0,122	-0,034	0,118
100	0,0193	0,239	0,068	0,249	-0,108	0,224
110	0,0246	0,332	0,090	0,344	-0,198	0,281
120	0,0283	0,397	0,099	0,409	-0,284	0,295
130	0,0306	0,437	0,095	0,448	-0,354	0,274
140	0,0318	0,457	0,083	0,465	-0,404	0,230
150	0,0321	0,464	0,065	0,469	-0,435	0,175
160	0,0321	0,463	0,044	0,466	-0,451	0,117
170	0,0320	0,461	0,023	0,461	-0,457	0,058
180	0,0319	0,459	0,000	0,459	-0,459	0,000
190	0,0320	0,461	-0,023	0,461	-0,457	-0,058
200	0,0321	0,463	-0,044	0,466	-0,451	-0,117
210	0,0321	0,464	-0,065	0,469	-0,435	-0,175
220	0,0318	0,457	-0,083	0,465	-0,404	-0,230
230	0,0306	0,437	-0,095	0,448	-0,354	-0,274
240	0,0283	0,397	-0,099	0,409	-0,284	-0,295
250	0,0246	0,432	-0,117	0,448	-0,258	-0,366
260	0,0193	0,439	-0,125	0,457	-0,199	-0,411
270	0,0124	0,418	-0,121	0,435	-0,121	-0,418
280	0,0040	0,370	-0,105	0,384	-0,039	-0,382
290	-0,0056	0,301	-0,081	0,312	0,026	-0,311
300	-0,0159	0,220	-0,055	0,227	0,063	-0,218
310	-0,0263	0,538	-0,117	0,551	0,256	-0,488
320	-0,0361	0,967	-0,176	0,983	0,628	-0,756
330	-0,0445	1,818	-0,256	1,837	1,446	-1,131
340	-0,0511	3,203	-0,308	3,219	2,905	-1,384
350	-0,0553	5,431	-0,266	5,436	5,300	-1,200
360	-0,0567	15,806	0,000	15,806	15,806	0,000
370	-0,0553	14,631	0,717	14,645	14,279	3,233
380	-0,0511	12,203	1,172	12,264	11,068	5,272
390	-0,0445	8,118	1,145	8,200	6,454	5,050
400	-0,0361	4,767	0,868	4,843	3,094	3,728
410	-0,0263	3,338	0,728	3,419	1,589	3,025
420	-0,0159	2,320	0,575	2,390	0,661	2,297
430	-0,0056	1,901	0,513	1,969	0,167	1,962
440	0,0040	1,570	0,446	1,632	-0,166	1,623
450	0,0124	1,518	0,439	1,580	-0,439	1,518
460	0,0193	1,339	0,380	1,393	-0,607	1,254
470	0,0246	1,332	0,360	1,380	-0,794	1,128
480	0,0283	1,297	0,322	1,336	-0,927	0,963
490	0,0306	1,237	0,270	1,267	-1,002	0,774
500	0,0318	1,157	0,211	1,176	-1,022	0,582
510	0,0321	1,064	0,150	1,075	-0,997	0,402
520	0,0321	0,963	0,092	0,968	-0,937	0,243
530	0,0320	0,861	0,042	0,862	-0,855	0,108
540	0,0319	0,759	0,000	0,759	-0,759	0,000
550	0,0320	0,711	-0,035	0,711	-0,706	0,090
560	0,0321	0,563	-0,054	0,566	-0,548	0,142
570	0,0321	0,464	-0,065	0,469	-0,435	0,175
580	0,0318	0,457	-0,083	0,465	-0,404	0,230
590	0,0306	0,437	-0,095	0,448	-0,354	0,274
600	0,0283	0,397	-0,099	0,409	-0,284	0,295
610	0,0246	0,332	-0,090	0,344	-0,198	0,281
620	0,0193	0,239	-0,068	0,249	-0,108	0,224
630	0,0124	0,118	-0,034	0,122	-0,034	0,118
640	0,0040	-0,030	0,009	-0,032	0,003	-0,032
650	-0,0056	-0,199	0,054	-0,206	-0,018	-0,205
660	-0,0159	-0,380	0,094	-0,391	-0,108	-0,376
670	-0,0263	-0,562	0,122	-0,575	-0,267	-0,509
680	-0,0361	-0,733	0,133	-0,745	-0,476	-0,573
690	-0,0445	-0,882	0,124	-0,890	-0,701	-0,548
700	-0,0511	-0,997	0,096	-1,002	-0,904	-0,431
710	-0,0553	-1,069	0,052	-1,071	-1,044	-0,236
720	-0,0567	-1,094	0,000	-1,094	-1,094	0,000

4. Специальный вопрос. Двигатель ЯМЗ-236

кривошипный шатунный механизм двигатель

Двигатель ЯМЗ-236 - четырёхцилиндровый двигатель для легкового автомобиля.

Номинальная мощность Ne = 133 кВт.

Частота вращения n = 2100 мин-1.

Степень сжатия е = 16,5.

Количество цилиндров i = 6.

Коэффициент избытка воздуха б =1,48.

Двигатель ЯМЗ-236, V-образный, четырехтактный, с воспламенением от сжатия и с непосредственным впрыском топлива в камеру сгорания.

Эти двигатели предназначены для установки на автомобили Минского и Кременчугского автомобильных заводов, а двигатель ЯМЗ-238НБ -- на тракторы; он отличается от основных моделей наличием дополнительных вспомогательных агрегатов (турбо-наддув и т. п.).

Двигатель ЯМЗ-236 имеет шесть цилиндров. Цилиндры двигателей расположены в два ряда под углом 90°.

Недостатком принятой схемы двигателей ЯМЗ-236 является неполное уравновешивание моментов от сил инерции второго порядка масс поршней и верхней части шатунов, движущихся возвратно-поступательно.

В такой конструкции шестицилиндрового двигателя рабочие ходы в цилиндрах следуют не равномерно, а через 90 и 150° (по углу поворота коленчатого вала), в чем нетрудно убедиться при рассмотрении схемы двигателя и порядка работы цилиндров. Следствием этого является заметная вибрация работающего двигателя, особенно при работе на малых (холостых) оборотах коленчатого вала.

Ярославский моторный завод, изучая накопленный опыт эксплуатации двигателей ЯМЗ-236 и ЯМЗ-238, вносит в детали и узлы конструктивные изменения, направленные на увеличение надежности, долговечности и улучшение качества выпускаемых двигателей.

Для обеспечения вращения клапанов во время работы под действием вибрации пружин и двигателя заводом введен новый механизм крепления пружин клапанов.

В результате этого повышается работоспособность головок клапанов, уменьшается и равномерно распределяется износ рабочих поверхностей и сопрягаемых с ними деталей.

Во избежание касания и обеспечения гарантированного зазора между поршнем и клапаном увеличено утопание впускного клапана от плоскости головки с 0,8 мм до 1,3 мм, а выпускного клапана -- с 0,8 мм до 1,8 мм.

Поэтому при ремонте головки цилиндров необходимо провести дополнительную обработку седел клапанов таким образом, чтобы торец седла выпускного клапана утопал от плоскости головки на 4,2+0,15 мм, а верхняя кромка фаски седла впускного клапана -- на 3,5+0,1 мм. Направляющую втулку клапанов при этом запрессовывают так, чтобы она выступала из гнезда на 31 мм.

В головке цилиндров имеются углубления, которые позволяют выпрессовывать седло при помощи специального съемника.

С целью повышения жесткости механизма газораспределения и устранения деформации регулировочного винта усилено коромысло клапана и изменен регулировочный винт.

Литература

1. Автомобильные двигатели / Под ред. М.С. Ховаха. М: Машиностроение, 1977, 591 с.

2. Ленин И.М. Теория автомобильных двигателей. М.: Машгиз, 1969. 368 с.

3. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. М: Высш. шк., 1980, 4.

Размещено на Allbest.ru