Автомобильные двигатели внутреннего сгорания

Размещено на http://www.allbest.ru/

Автомобильные двигатели внутреннего сгорания



Содержание

Введение

1. Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя

2. Расчёт газораспределительного механизма

2.1 Определение проходных сечений клапанов

2.2 Профилирование кулачков распределительного вала

2.3 Определение основных параметров клапанного узла

2.4 Расчёт клапанных пружин

2.5 Определение основных геометрических параметров клапанных узлов

3. Кинематический и динамический анализ КШМ

4. Расчёт элементов системы смазки двигателя

4.1 Определение местоположения масляного отверстия шатунной шейки коленвала

4.2 Расчёт подшипника скольжения шатунной шейки

5. Компоновка двигателя

Заключение



Введение

Цель курсовой работы - приобрести практические навыки расчёта двигателя внутреннего сгорания для автотранспортного средства на этапе эскизного проектирования, а также составление необходимых сборочных и рабочих чертеж.

Задание на курсовую работу

Для выполнения курсовой работы каждый студент получает «Задание на выполнение курсовой работы», в котором приводятся необходимые для выполнения работы исходные данные, а также определяются требования к содержанию пояснительной записки и графической части. Стандартный бланк задания приводится в приложении 1.

Порядок расчёта

Курсовая работа должна содержать следующие основные разделы, что определяет объём необходимых расчётов:

Часть результатов должна быть отражена в графической части, которая включает следующие обязательные компоненты:

1. Результаты расчётов: индикаторная диаграмма; фазы газораспределения; диаграммы сил и моментов, развёрнутые по углу поворота коленчатого вала; полярная диаграмма силы R_шш; диаграмма износа шатунной шейки; диаграмма суммарного крутящего момента - 1 лист, формат А1;

2. Диаграммы: подъёма впускного и выпускного клапанов; изменения площади проходного сечения впускного и выпускного клапанов; время-сечение впускного и выпускного клапанов - 1 лист, формат А2.

3. Рабочий чертёж распределительного вала - 1 лист, формат А3;

4. Рабочий чертёж впускного клапана - 1 лист, формат А4;

5. Рабочий чертёж наружной пружины впускного клапана - 1 лист, формат А4;

6. Сборочный чертёж «Поперечный разрез двигателя» - 1 лист, формат А1.

Ниже приводится порядок выполнения КР (придерживаться которого рекомендуется).

Этап 1. Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя (п.1 пояснительной записки)

На данном этапе по исходным данным (п. 3 Задания), а также с учётом параметров и характеристик двигателя-прототипа формируется индикаторная диаграмма, которая обеспечивает достижение проектной мощности. Здесь же определяются основные геометрические параметры двигателя, а именно: диаметр цилиндра, ход поршня, радиус кривошипа и т.п. Полученные результаты будут использованы для проведения дальнейших расчётов, а также для компоновки двигателя. Некоторые результаты расчёта приводятся в графической форме на листе формата А1 (см. п.5 Задания). К их числу относятся: индикаторная диаграмма и фазы газораспределения.

Более подробно выполнение расчётов данного этапа приводится в пункте III данного методического указания.

Этап 2. Расчёт газораспределительного механизма (п.2 пояснительной записки)

На данном этапе выполняются следующие работы:

а) по результатам теплового расчёта выбирается компоновочная схема клапанного узла, а также определяется диаметр горловины и максимальная высота подъёма впускного и выпускного клапанов, которые при найденных значениях диаметра цилиндра и средней скорости движения газовых потоков через клапаны обеспечивают расчётные показатели работы двигателя (п.2.1 пояснительной записки);

б) выполняется профилирование кулачков впускного и выпускного клапанов, при этом часть данных (например, фазы газораспределения) принимаются равными аналогичным параметрам двигателя-прототипа (п.2.2 пояснительной записки);

в) исходя из полученных результатов, с учётом известных данных по двигателю-прототипу, определяются основные геометрические параметры клапанных узлов (п.2.3 пояснительной записки);

г) определяются характеристики клапанных пружин, которые обеспечивают работоспособность и надёжность работы клапанных узлов (п.2.4 пояснительной записки);

д) разрабатываются рабочие чертежи распределительного вала, впускного клапана и наружной пружины впускного клапана.

Некоторые результаты расчёта приводятся в графической форме (см. п.5 Задания). К их числу относятся:

а) диаграммы: подъёма впускного и выпускного клапанов; изменения площади проходного сечения впускного и выпускного клапанов; время-сечение впускного и выпускного клапанов - 1 лист, формат А2.

б) рабочий чертёж распределительного вала - 1 лист, формат А3;

в) рабочий чертёж впускного клапана - 1 лист, формат А4;

г) рабочий чертёж наружной пружины впускного клапана - 1 лист, формат А4;

Перечисленные чертежи рекомендуется скомпоновать на одном листе формата А1.

Более подробно выполнение расчётов данного этапа приводится в пункте IV данного методического указания.

Этап 3. Кинематический и динамический анализ КШМ (п.3 пояснительной записки)

На данном этапе выбирается схема КШМ. После чего вычисляются силы и моменты, действующие в КШМ. Расчёт рекомендуется выполнять по программе KINDY, разработанной на кафедре АиАХ (автор д.т.н., проф. Агуреев И.Е.). Результаты расчёта приводятся в пояснительной записке в табличной форме и в графической форме на листе формата А1 (см. п.5 Задания): диаграммы сил и моментов, развёрнутые по углу поворота коленчатого вала; полярная диаграмма силы R_шш; диаграмма износа шатунной шейки; диаграмма суммарного крутящего момента.

Более подробно выполнение расчётов данного этапа приводится в пункте V данного методического указания.

Этап 4. Расчёт элементов системы смазки двигателя (п.4 пояснительной записки)

На данном этапе выполняются следующие работы:

а) по результатам динамического анализа строится диаграмма износа шатунной шейки коленчатого вала, которая используется для определения места расположения масляного отверстия шатунной шейки коленвала (п.4.1 пояснительной записки);

б) по результатам динамического анализа определяются основные геометрические параметры подшипников скольжения шатунной шейки коленчатого вала (п.4.2 пояснительной записки).

Более подробно выполнение расчётов данного этапа приводится в пункте VI данного методического указания.

Этап 5. Компоновка двигателя (п.5 пояснительной записки)

На данном этапе выполняются следующие работы:

а) заполняется таблица «Основные данные по компоновке»;

б) разрабатывается компоновочная схема, на которой обязательно отражается процесс определения размеров картера и проверки правильности выбора длинны зеркала цилиндра (компоновочную схему выполняют на миллиметровке в масштабе 1:1).

Полученные результаты используются при разработке поперечного разреза двигателя. Более подробно выполнение данного этапа приводится в пункте VII данного методического указания.

Этап 6. Разработка сборочного чертежа «Поперечный разрез двигателя» (п.5 Задания)

На данном этапе разрабатывается сборочного чертежа «Поперечный разрез двигателя». Для этого используются данные, полученные на этапе компоновки двигателя и расчёта газораспределительного механизма, а также аналогичный чертёж двигателя-прототипа.

1. Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя

1.1 Исходные данные для расчета и предварительный выбор основных параметров двигателя

Основные исходные данные, необходимые для расчёта рабочего цикла проектируемого двигателя и вычисления его основных геометрических параметров приведены в «Задании на курсовую работу» (п. 3 Задания):

а) эффективная мощность, N_e [кВт];

б) частота вращения коленвала при N_e, n_Ne [мин^-1];

в) марка используемого топлива;

г) тактность проектируемого двигателя, ф.

Дополнительно к перечисленным в Задании необходимо задать ряд параметров двигателя и процессов рабочего цикла, которые определяются либо по результатам эксперимента на двигателе-прототипе, либо по данным для однотипных двигателей.

1. Число цилиндров i - принимается, как правило, равным числу цилиндров двигателя-прототипа (может быть изменён в ходе расчёта).

2. Отношение (S/D)₀ - предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа (уточняется в ходе расчёта).

3. Среднее эффективное давление p_e0 , [МПа] - предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.1 (уточняется в ходе расчёта).



Таблица 1.1

Среднестатистические значения среднего эффективного давления p_e0, [МПа] при работе двигателя на номинальном режиме

Для 4-х тактных карбюраторных двигателей	0.60-1.1
Для 4-х тактных форсированных карбюраторных двигателей и двигателей с впрыском топлива	до 1.3
Для 4-х тактных дизелей без наддува	0.65-0.85
Для 4-х тактных дизелей с наддува	до 2.0
Для 2-х тактных быстроходных дизелей	0.40-0.75
Для газовых двигателей	0.50-0.75

4. Эффективный КПД з_e0 - предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.2 (уточняется в ходе расчёта).

Таблица 2.2

Среднестатистические значения эффективного КПД з_e0 при работе двигателя на номинальном режиме

Для бензиновых двигателей	0.25-0.38
Для дизелей без наддува	0.35-0.42
Для дизелей с наддува	0.23-0.30
Для газовых двигателей	0.38-0.45

5. Коэффициент наполнения з_v0 - предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.3 (уточняется в ходе расчёта).

Таблица 1.3

Среднестатистические значения коэффициента наполнения з_v0 при работе автомобильного двигателя c полной нагрузкой

Для двигателей с впрыском топлива	0.80-0.96
Для карбюраторных двигателей	0.70-0.90
Для дизелей без наддува	0.80-0.94
Для дизелей с наддува	0.80-0.97

6. Степень сжатия - предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.4 и 1.5 (может быть уточнён в ходе расчёта).

Таблица 1.4

Рекомендуемая степень сжатия для дизелей

С неразделёнными камерами сгорания и объёмным смесеобразованием	16-23
Вихрекамерных	16-21
Предкамерных	17-22
С турбонаддувом	20-25 и выше

Таблица1.5

Рекомендуемая степень сжатия для двигателей с воспламенением от искры

Октановое число	80-90	91-100	более 100*
Степень сжатия	8.5-10	10-12	выше 12

*-для газообразных топлив, например, сжатого природного газа или сжиженного нефтяного газа

7. Коэффициент избытка воздуха -параметр, который определяет состав горючей смеси и зависит от регулировок карбюратора, типа смесеобразования, условий воспламенения и сгорания топлива, а также режима функционирования двигателя. Рекомендуемые значения коэффициента избытка топлива приведены в таблице 1.6.



Таблица 1.6

Характерные значения коэффициента избытка воздуха б при работе двигателя на номинальном режиме

Карбюраторные двигатели	0.85-0.90
Двигателей с впрыском топлива	0.96-1.00
Дизели с неразделёнными камерами сгорания без наддува	1.30-1.70
Дизели с неразделёнными камерами сгорания с наддувом	1.50-2.00
Дизели с полуразделёнными камерами сгорания и предкамерным смесеобразованием	1.20-1.50
Дизели с полуразделёнными камерами сгорания и вихрекамерным смесеобразованием	1.20-1.40

8. Показатель политропы сжатия в компрессоре n_k - предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или берётся по среднестатистическим данным из таблицы 1.7 в зависимости от типа компрессора (может быть уточнён)

Таблица 1.7

Характерные значения показателя политропы для компрессоров различных типов

Поршневой	1.40-1.60
Объёмный	1.55-1.90
Центробежный с охлаждаемым корпусом	1.40-1.80
Центробежный с неохлаждаемым корпусом	1.90-2.00
Осевой	1.50-1.55
С промежуточным охлаждением	1.10-1.15

9. Потеря давления в холодильнике турбокомпрессора , [МПа] - предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или выбирается из диапазона 0.001-0.006 МПа.

10. Понижение температуры , [К] - предварительное значение принимается, как правило, равным аналогичному параметру двигателя-прототипа или выбирается из расчёта 10 К на одну ступень холодильника.

11. Параметр понижения давления на впуске K_П-параметр, позволяет учесть затухание скорости движения топливовоздушной смеси (или воздуха) во впускной системе. По опытным данным в современных автомобильных двигателях коэффициент затухания K_П лежит в пределах 2.5-4.0. Его величину также можно вычислить по эмпирической зависимости:

К_п=(² + _вп)(3.1)

где _вп-коэффициента сопротивления впускной системы; -коэффициента затухания скорости движения заряда цилиндре. Для оценки коэффициентов, входящих в (1.1) используются следующие эмпирические зависимости:

= 4f_{вп кл} / D²(3.2)

где D-диаметр цилиндра; f_{вп кл}-площадь впускных окон.

(3.3)

где f_max-максимальная площадь открытия впускных клапанов; f_ср-средняя площадь открытия впускных клапанов; с-коэффициент сужения струн при входе в цилиндр.

12. Средняя скорость свежей смеси в проходных сечениях впускных клапанов-, [м/с]. Данной величиной задаются исходя из известных опытных данных для современных автомобильных двигателей=50-150 м/с (данный параметр может быть уточнён в процессе расчёта).

13. Степень подогрева заряда , [К] - характеризует изменение его температуры при движении по впускному тракту. В зависимости от типа двигателя принимают значения, приведённые в таблице 1.8.

Таблица 1.8

Для двигателей с воспламенением от искры	0-20 К
Для дизелей без наддува	10-40 К
Для двигателей с наддувом	-5-10 К

14. Температура остаточных газов , [К]-предварительно принимается значение, приведенное в таблице 1.9. При этом необходимо иметь ввиду, что при увеличении степени сжатия и обогащении рабочей смеси температура остаточных газов снижается, а при увеличении частоты вращения коленвала - возрастает.

Таблица 1.9

Для двигателей с воспламенением от искры	900-1100 К
Для дизелей	600-900 К
Для газовых двигателей	750-1000 К

15. Давление остаточных газов , [МПа]-предварительно принимается значение, вычисляемое по уравнению:

(3.4)

где -давление на впуске, [МПа]; -эмпирический коэффициент (см. табл. 1.10).

Таблица 1.10

Для двигателей без наддува, а также с наддувом и выпуском в атмосферу	1.05 - 1.25
Для двигателей с наддувом и наличием газовой турбины на выпуске	0.75 - 0.98



16. Среднее значение показателя политропы сжатия n₀₁ и расширения n₀₂-предварительно принимается значения из таблицы 1.11. В процессе расчёта значение политроп уточняется.

Таблица 1.11

Тип двигателя	n01	n02
Бензиновый	1.30 - 1.38	1.23 - 1.30
Дизель с неразделённой камерой сгорания	1.32 - 1.34	1.15 - 1.28
Дизель с разделённой камерой сгорания	1.34 - 1.38

17. Коэффициент эффективности сгорания топлива _z - определяет долю низшей теплоты сгорания топлива, используемую на повышение внутренней энергии газа на участке видимого горения (от точки конца процесса сжатия до максимального давления цикла) и на совершение полезной работы. Величина коэффициента принимается на основе экспериментальных данных в зависимости от конструкции двигателя, режима его работы, системы охлаждения, формы камеры сгорания, способа смесеобразования, коэффициента избытка воздуха и частоты вращения коленчатого вала двигателя. Характерные диапазоны коэффициента при работе двигателя с полной нагрузкой приводятся в таблице 1.12.

Таблица 1.12

Двигатель с впрыском	0.90 - 0.96
Карбюраторный двигатель	0.80 - 0.95
Быстроходный дизель с неразделённой камерой сгорания	0.70 - 0.88
Дизель с разделённой камерой сгорания	0.65 - 0.80
Газовый двигатель	0.80 - 0.85

Меньшее значение коэффициентов характерны для двигателей с несовершенным смесеобразованием. Величина _z повышается за счет сокращения потерь теплоты от газов в стенки, выбора рациональной формы камеры сгорания, уменьшении доли догоревшей топлива в процессе расширения и правильного выбора коэффициента топлива, обеспечивающего увеличение скорости сгорания рабочей смеси. Величина коэффициента использования теплоты _z зависит так же от скоростного и погрузочного режимов работы двигателя и, как правило, уменьшается при снижении нагрузки и частоты вращения.

17. Параметры топлива-определяется типом топлива и представлены в таблице 1.13

Таблица 1.13

Параметр	Бензин	Дизтопливо
Содержание углерода, С [кг]	0.85	0.86
Содержание водорода, Н [кг]	0.15	0.13
Содержание кислорода, O [кг]	нет	0.01
Молекулярная масса, mт [г/моль]	110-120	180-200
Низшая теплота сгорания, Hu [кДж/кг]	44000	42500

18. Коэффициент использования теплоты при расширении _b-определяет долю низшей теплоты сгорания топлива используемую в процессе расширения для совершения полезной работы. Предварительное значение коэффициента выбирается в зависимости от типа двигателя по данным, представленным в таблице 1.14.

Таблица 1.14

Карбюраторный двигатель	0.85 - 0.95
Дизель средней быстроходности	0.85 - 0.90
Быстроходный дизель	0.80 - 0.90
Дизели с наддувом	до 0.92

19. Степень повышения давления ₀ - предварительное значение параметра задаётся в зависимости от типа двигателя по данным, представленным в таблице 1.15.

Таблица 1.15

Дизели с непосредственным впрыском	1.7-2.2
Дизель предкамерные	1.4-1.6
Дизели вихрекамерные	1.5-1.8
Бензиновые двигатели	3.2-4.2
Газовые двигатели	3.0-5.0

20. Коэффициент полноты индикаторной диаграммы _п -коэффициент учитывающий уменьшение теоретического среднего индикаторного давления вследствие отклонения действительного процесса от расчетного цикла. Величиной среднего давления насосных потерь при определении действительного индикаторного давления можно пренебречь, так как при проведении расчетов потери на газообмен учитываются в работе, затрачиваемой на механические потери. Это связано с тем, что при экспериментальном определении работы трения обычно пользуются методом прокрутки двигателя, и, естественно, в определяемых таким методом механических затратах на прокрутку двигателя учитываются и "насосные потери". Значение коэффициент для бензиновых двигателей лежит в пределах _п =0.968...0.972, а для дизельных - _п =0.92...0.95.

21. Коэффициенты А и В входящие в выражение, учитывающие механические потери - величины этих коэффициентов зависят от соотношения геометрических размеров двигателя, обусловленных конструкцией цилиндров и КШМ ,а именно от параметра S/D (см. табл. 1.16).

Таблица 1.16

Тип двигателя	A	B
Бензиновый, (S/D)>=1	0.049	0.0152
Бензиновый, (S/D)>=1	0.039	0.0132
Дизель с разделённой камерой сгорания	0.103	0.0135
Дизель с неразделённой камерой сгорания	0.103	0.0118



1.2 Предварительное определение основных параметров и показателей работы двигателя

1. Вычисление цилиндровой мощности [кВт]:

(1.4)

2. Оценка эффективной литровой мощности [кВт/л]:

(1.5)

3. Вычисление диаметра цилиндра [мм]:

(1.6)

Полученное значение D0 необходимо округлить до ближайшего стандартного значения: 50, 52, 54, 55, 56, 57, 58, 60, 62, 64, 65, 66, 68, 70, 72, 74, 76, 78, 79, 80, 82, 85, 88, 90, 92, 95, 100, 105, 108, 110, 115, 120, 125, 130, 135, 140, 145, 150, 160, 165, 170, 180, 190, 200.

4. Вычисление хода поршня [мм]:

(1.7)

полученное значение округляется до целого значения.

5. Уточнение отношение S/D:

(1.8)



6. Уточняется значение Neл и pe:

(1.9)

(1.10)

7. Предварительная оценка средней скорости поршня [м/с]:

(1.11)

8. Вычисление поршневой мощности [кВт/дм2]:

(1.12)

1.3 Расчет параметров рабочего тела

1. Определяется теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма топлива:

[кмоль/кг](1.13)

[кг/кг](1.14)

где С, Н, О - содержание углерода, водорода и кислорода в 1кг топлива; L₀-теоретически необходимое количество воздуха в кмоль для сгорания 1 кг топлива; l₀-теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания 1 кг топлива.

2. Количество горючей смеси:

(1.15)

где m_т-молекулярная масса паров топлива, [кг/кмоль].

3. Количество отдельных компонентов продуктов сгорания.

при 1: при 1:

(1.16)

(1.17)

где К-коэффициент, зависящий от соотношения водорода и окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания (для бензинов К=0.45-0.5).

Общее количество продуктов сгорания.

при 1:, [кмоль/кг] (1.18)

при 1: , [кмоль/кг] (1.19)



1.4 Средняя молярная теплоёмкость [кДж/(кгK)]

1.4.1 Свежая топливовоздушная смесь

(1.20)

1.4.2 Компоненты продуктов сгорания:

(1.21)

(1.22)

(1.23)

(3.24)

(1.25)

(1.26)

1.4.3 Продукты сгорания:

(1.27)

1.4.4 Рабочая смесь:

.(1.28)



1.5 Расчет процесса наполнения

1 Определение плотности заряда в цилиндре, требуемой для реализации заданной N_eл [кг/м³]:

(1.29)

2. Вычисление давления на впуске:

(1.30)

3. Давление рабочей смеси в конце наполнения [МПа]:

3.1 Потеря давления на впуске:

(1.31)

3.2 Вычисление давления на в конце процесса наполнения:

(1.32)

4. Температура ТВС на впуске [К]:

(1.33)

5. Температура рабочей смеси в конце впуска [К]:

5.1 Коэффициент остаточных газов:

(.34)

5.2. Вычисление температуры рабочей смеси в конце процесса наполнения:

(1.35)

6. Расчёт коэффициента наполнения:

(1.36)

1.6 Расчет процесса сжатия

1. Вычисление давления [МПа] и температуры [К] в конце процесса сжатия:

(1.37)

(1.38)

2. Уточнение показателя политропы сжатия:

(1.39)

где R₀=8.314 [кДж/(кмольК)]

3. Оценка погрешности показателя политропы, [%]:

(1.40)

Если _n>0.001%, то необходимо вернуться к п. 1, присвоив вычисленное значение n₁ параметру n₀₁ и повторять пп. 1-3 до выполнения условия _n <=0.001%.

1.7 Термохимический расчет процесса сгорания

1. Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси вычисляется по зависимостям:

1: (1.41)

1 (бензин): (1.42)

1 (дизтопливо): (1.43)

2. Коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси, учитывающий наличие в цилиндре к моменту начала сгорания остаточных газов определяется из выражения:

(3.43)



1.8 Термодинамический расчет процесса сгорания

1. Для двигателей, работающих при 1 (бензиновые двигатели) определяются потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива:

(3.44)

2. Определение средняя молярная теплоемкость продуктов сгорания по формулам (3.27) и (3.28), где значения теплоемкостей определяются в зависимости от вычисленного коэффициента остаточных газов и заданного нулевого приближения T_z0 1800 С.

3. Вычисленные значения теплоёмкостей подставляются в уравнение (3.45) для бензинового ДВС или (3.46) для дизельного двигателя:

(1.45)

(1.46)

После подстановки в эти уравнения остальных известных значений их можно свести к квадратным уравнениям относительно температуры T_z. Найденное значение температуры сравнивается со значением T_z0, которое было использовано в п. 2 для вычисления теплоёмкостей. Если отличие T_z от T_z0 превышает 1%, то повторяют расчёт пп.2-3, положив T_z0= T_z.

4. Расчёт теоретического максимального давления сгорания и действительного максимального давления сгорания (МПа):

4.1 Корректировочный коэффициент:



(1.47)

4.2 Расчёт максимального теоретического давления:

(1.48)

4.3 Расчёт максимального действительного давления:

(1.49)

5. Расчёт степени повышения давления:

(1.50)

1.9 Расчет процесса расширения

1. Вычисление коэффициента полноты сгорания:

(3.51)

2. Вычисление степени предварительного (с) и последующего расширения (д):



(1.52)

(1.53)

3. Вычисление давления [МПа] и температуры [К] в конце процесса расширения:

(1.54)

(1.55)

4. Вычисление температуры отработавших газов T_r [К]:

(1.56)

5. Оценка погрешности вычисления T_r:

(1.57)

Если _T>5%, то необходимо вернуться к разделу III.5, пп.5.1, уравнение (3.34) и повторить расчёт с вычисленным в п.4 значением T_r , присвоив его значение параметру T_r0. Повторять расчёт до выполнения условия _T <5%.

6. Уточнение показателя политропы расширения:



(1.58)

7. Оценка погрешности показателя политропы:

(1.59)

Если _n2>0.001%, то необходимо вернуться к п. 3, присвоив вычисленное значение n₂ параметру n₀₂ и повторять пп. 3-7 до выполнения условия _n <=0.001%.

1.10 Расчет индикаторных параметров рабочего цикла двигателя

1. Определение расчетного среднего индикаторного давления теоретического цикла (МПа):

(1.60)

2. Определение действительного среднего индикаторного давления теоретического цикла (МПа):

(1.61)

Изменение данного параметра в зависимости от скоростного режима работы двигателя представлено на рис.4.10.

3. Расчёт индикаторного КПД:



(1.62)

4. Расчёт удельного индикаторного расхода топлива (г/(кВтч))

(1.63)

1.11 Расчет эффективных показателей двигателя

1. Оценка среднего давления механических потерь, (МПа):

p_м = A+BC_m0 (1.64)

2. Среднее эффективное давление (МПа):

p_e = p_i-p_м (1.65)

3. Механический КПД:

з_м = p_e / p_i (1.66)

4. Эффективный КПД:

з_e = з_м • з_i (1.67)

5. Эффективный удельный расход топлива, (г/(кВт•ч))



g_e = g_i / з_м (1.68)

6. Эффективный крутящий момент, (H•м)

M_e = (3•10⁴•N_e)/ (n р) (1.69)

автотранспортный двигатель внутренний сгорание

1.12 Расчет основных размеров и удельных показателей двигателя и построение индикаторной диаграммы

1. Рабочий объём ДВС, [л]:

(1.70)

2. Рабочий объём цилиндра, [л]:

(1.71)

3. Диаметр цилиндра, [мм]:

(1.72)

Полученное значение D округляем до ближайшего стандартного значения.

4. Ход поршня, [мм]:

(1.73)

Полученное значение S округляем до ближайшего целого числа.

5. Часовой расход топлива [кг/ч]:

(1.74)

6. Средняя скорость поршня [м/с]:

(1.75)

7. Оценка погрешности средней скорость поршня [%]:

(1.76)

Если не выполняется условие _С<4%, то необходимо вернуться к разделу III.11 пп. 1, уравнение (1.64), присвоить значению C_m0 вычисленное в п. 6 значение C_m и повторить расчёт.

8. Вычисление значений основных удельных показателей ДВС по окончательно принятым значениям диаметра цилиндра D (см. п.3) и хода поршня S (см. п.4):

8.1 Рабочий объём ДВС, [л]:

(1.77)

8.2 Эффективная мощность [кВт]:

(1.78)



8.3 Эффективный крутящий момент, [Нм]:

(1.79)

8.4 Диаметр цилиндра (см. п.3), ход поршня (см. п.4).

9. Индикаторная диаграмма строится по методике [2, стр. 96-97].



2. Расчёт газораспределительного механизма

2.1 Определение проходных сечений клапанов

Исходные данные

1. Диаметр цилиндра, D =…........мм

2. Ход поршня, S =…........мм

3. Угол открытия впускного клапана, ц_{вп откр} =…........ пкв

4. Угол закрытия впускного клапана, ц_{вп закр} =…......... пкв

5. Угол открытия выпускного клапана, ц_{вып откр} =….... пкв

6. Угол закрытия выпускного клапана, ц_{вып закр} =…..... пкв

7. Частота вращения при номинальной мощности, n_Nе =…....…мин^-1

8. Скорость топливовоздушной смеси в проходном сечении седла при максимальном подъёме впускного клапана, щ_вп =………..м/с

9. Скорость отработавших газов в проходном сечении седла при максимальном подъёме выпускного клапана, щ_вып =……..м/с

10. Рабочий чертеж распределительного вала, клапанов и пружин двигателя-прототипа.

2.2 Профилирование кулачков распределительного вала

Определение проходных сечений клапанов

Проектирование механизма газораспределения начинают с определения проходных сечений в седле клапана F_кл и в горловине F_гор (рис.2). Площадь проходного сечения в клапане определяют при условии неразрывности потока несжимаемого газа по условной средней скорости в сечении седла при максимальном подъеме клапана на режиме номинального числа оборотов:



(2.1)

где - средняя скорость поршня, м/с;

F_п - площадь поршня, см²;

i_кл - число одноименных клапанов;

щ_вп-скорость газа в проходном сечении клапана (для впускного клапана должна быть равна или меньше скорости, принятой в тепловом расчете при определении потерь давления на впуске Др_а), м/с.

Рис. 2.2. Расчетная схема проходного сечения в клапане

Проходное сечение в горловине не должно ограничивать пропускную способность впускного (или выпускного) тракта. Учитывая, что через горловину проходит стебель клапана, ее площадь обычно принимают

F_гор =(l.l-l.2)F_кл.

Диаметр горловины (мм)

(2.2)

Максимальный диаметр горловины ограничивается возможностью размещения клапанов в головке блока при заданных диаметре D цилиндра, конструктивной схеме газораспределения и типе камеры сгорания. В связи с этим значение d_гор впускного клапана, полученное по формуле (4.2), не должно быть больше:

d_гор = (0.42-0.46)D-для бензиновых двигателей с клиновидной и плоскоовальной камерами сгорания;

d_гор = (0.46-0.52)D-для бензиновых двигателей с полусферическими камерами сгорания;

d_гор = (0.35-0.52)D-для бензиновых двигателей с камерами сгорания прочих типов;

d_гор = (0.35-0.40)D-для вихрекамерных и предкамерных дизелей;

d_гор = (0.38-0.42)D-для дизелей с неразделённой камерой сгорания.

Диаметры горловин выпускных клапанов обычно принимают на 10-20% меньше d_гор впускных клапанов.

Проходное сечение клапана с коническим уплотнением (см. рис. 2.2) при высоте подъема клапана h_кл в рассматриваемый момент времени

(2.3)

где d_гор = d₁ диаметр горловины, равный малому диаметру посадочного конуса клапана (при d_гор > d₁ площадь F_кл определяют по формулам для двух участков подъема клапана), см; б-угол фаски клапана (у современных двигателей б =45° для выпускных клапанов, б =45° и реже б = 30° для впускных клапанов);

(2.4)

(2.5)

Максимальную высоту подъема клапана (см) при известных значениях F_кл и б определяют из уравнений:



(2.6)

(2.7)

Максимальная высота подъема клапана в автомобильных двигателях изменяется в пределах h_{кл max}=(0.18 - 0.30)d_гор, а в тракторных- h_{кл max}=(0.16 - 0.24)d_гор. Для угла б = 45° величину h_{кл max} берут по верхнему пределу.

Окончательная проверка установленных значений диаметра горловины и высоты подъема клапана, а также выбранных в тепловом расчете фаз газораспределения проводится по условной скорости щ_{вп инт} потока, определяемой по интегральной проходной площади в седле клапана.

Так как интегральную площадь (время-сечение)- определяют по диаграмме подъема клапана F_кл = F(t) за время его перемещения от в.м.т. (или н.м.т.) до н.м.т. (или в.м.т.), то щ_{вп инт} находят после установления профиля кулачка и построения кривой подъема клапана.

2.3 Определение основных параметров клапанного узла

Компоновка клапанного узла

Для газообмена в современных автомобильных двигателях применяются клапанные механизмы, выполненные по верхнеклапанной схеме.

При конструировании клапанного механизма необходимо стремиться к максимально возможному удовлетворению двух противоположных требований:

1) получение максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра;

2) сокращение до минимума массы подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок.

Выполнение этих противоречивых требований осуществляется в последние годы наиболее усиленно по следующим направлениям.

Первое направление - применение многоклапанных схем. С каждым годом растет число двигателей, особенно легковых автомобилей, имеющих не два клапана на цилиндр (впускной и выпускной), а три, четыре (Рис. 2.1.) и даже пять клапанов на цилиндр. Стремление перехода на многоклапанные конструкции обусловлено возможностью получения повышенных значений коэффициента наполнения, а следовательно, и большей литровой мощности двигателя.

Рис. 2.1 Возможные схемы расположения клапанов: а-в двухклапанной головке; б-в трехклапанной головке; в-в четырехклапанной головке

Если сегодня максимальная литровая мощность двигателей легковых автомобилей с двумя клапанами на цилиндр составляет 40-52 кВт/л, то многоклапанные двигатели серийных автомобилей имеют литровую мощность порядка 75 кВт/л и выше. Четырехклапанные головки блока позволяют увеличить проходные сечения в клапанах по сравнению с двухклапанными головками до 30%, а при использовании шатровых камер сгорания и наклонных клапанов эта разница увеличивается еще больше. Кроме того, с увеличением количества клапанов уменьшается диаметр каждого из них, что приводит к повышению жесткости головки и улучшению ее охлаждения.

Вместе с тем двухклапанные двигатели продолжают иметь широкое распространение, а подавляющее большинство дизелей оснащены механизмом газораспределения подобного типа.

Вторым направлением совершенствования конструкции механизма газораспределения является переход от профилирования кулачков по заданным законам образования профиля кулачка к профилированию кулачка в соответствии с заданным законом его движения (безударные кулачки). Это направление связано с развитием современной тенденции повышения форсирования двигателей за счет повышения частоты вращения до 7000-8000 мин^-1. Для двигателя с высокой частотой вращения, наряду с определенным профилем кулачка, крайне важно обеспечить такой закон движения клапана, который бы не создавал резких (мгновенных) изменений скорости и особенно ускорений движения клапана. Чтобы получить безударную работу механизма газораспределения двигателя, необходима высокая точность обработки кулачка. Поэтому безударные кулачки получили широкое распространение в основном на двигателях легковых автомобилей.

Третье направление связано с оснащением механизма газораспределения, особенно четырехклапанных двигателей, гидравлическими толкателями, что позволяет отказаться от теплового зазора в механизме газораспределения.

2.4 Расчёт клапанных пружин

Мгновенные открытие и закрытие клапана позволяют получить максимальное время-сечение, но даже при незначительных массах деталей механизма газораспределения приводят к возникновению больших сил инерции. В связи с этим при проектировании органов газораспределения подбирают такой профиль кулачка, который, обеспечивая достаточное наполнение цилиндра, вызывает допустимые по величине силы инерции.

Профиль кулачка обычно строят в соответствии с выбранным законом образования профиля, что обеспечивает получение относительно простых в изготовлении кулачков.

В современных автомобильных двигателях применяют следующие виды кулачков: выпуклый, тангенциальный, вогнутый и безударный.

На рис. 2.3 представлены наиболее распространенные кулачки:

а) выпуклый (рис. 2.3, а) - профиль образован дугами двух радиусов r₁ и r₂;

б) тангенциальный (рис. 2.3, б) - профиль образован с помощью двух прямых, касательных к начальной окружности r₀ в точках А и А' и дуги радиусом r₂.

Рис. 2.3 - Построение профиля кулачка

Выпуклый профиль кулачка можно применять для подъема плоского, выпуклого и роликового толкателей, а тангенциальный-главным образом для роликовых толкателей.

Профиль кулачка строят от начальной окружности. Ее радиус г₀ выбирают из условия обеспечения достаточной жесткости механизма газораспределения в пределах r₀ = (1.5-2.5)h_{кл max}, а для двигателя с наддувом-до r₀ = (3-4)h_{кл max}.

Величину угла ц_p0 определяют в соответствии с выбранными фазами газораспределения. Для четырехтактных двигателей

(2.8)

где ц_пр-угол предварения открытия клапана; ц_зп-угол запаздывания закрытия клапана.

Точки А и А' являются точками начала открытия и конца закрытия клапана. Точку В находят по величине максимального подъема толкателя h_{т max}. Без учета зазоров, для схем прямого воздействия на клапан h_{т max} = h_{кл max}, а при наличии рычага или коромысла

h_{т max} = h_{кл max}(l_т/l_кл),

где l_т и l_кл - длина плеч коромысла, прилегающих соответственно к толкателю и клапану. Отношение l_т/l_кл выбирается по конструктивным соображениям и изменяется в пределах 0.50 - 0.96.

Для построения профиля кулачка (см. рис. 4.3) по выбранным или заданным значением h_{т max} и r₀ задаются величиной r₁ (или r₂) и для обеспечения сопряжения дуг определяют значение r₂ (или r₁).

Для тангенциального профиля кулачка r₁ = ?, а радиус (мм) при вершине кулачка

(2.9)

Для выпуклого профиля кулачка

(2.10)

(2.11)

где а= r₀ + h_{т max} - r₂, мм; b=r_l-r₀-h_{т max}, мм.

При определении r₁ значение r₂ принимают по технологическим соображениям r₂?1.5 мм, а при расчете r₂ принимают r₁ = (8-20)h_{т max}. Выбор слишком малого значения r₁ может привести к получению по формуле (4.11) отрицательного значения r₂. В этом случае необходимо повторить расчет, выбрав большее значение r₁.

Для обеспечения зазора в клапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом r_к, меньшим радиуса r₀ на величину зазора ДS: r_к = r₀-Дs. Величина Дs включает в себя температурный зазор и упругие деформации механизма газораспределения. Для впускных клапанов Дs =(0.25-0.35) мм, а для выпускных-Дs =(0.35-0.50) мм. Сопряжение окружности радиусом r_к с дугами радиусом r₁ или прямыми (r₁=?) производится по параболе или по дугам определенных радиусов.

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

(2.12)

где h_т1 , щ_т1, j_т1-соответственно подъем (м), скорость (м/с), ускорение (м/с²) толкателя при его движении по дуге радиуса r₁ от точки А до точки С; h_т2 , щ_т2, j_т2 -соответственно подъем (м), скорость (м/с) и ускорение (м/с²) толкателя при его движении по дуге радиуса r₂ от точки С до точки В; а= r₀ + h_{т max} - r₂, м; щ_к-угловая частота вращения распределительного вала, рад/с; ц_p1 и ц_p2-текущие значения углов при движении толкателя соответственно по дугам r₁ и r₂.

Значение угла ц_p1 отсчитывают от радиуса ОА, а угла ц_p2-от радиуса ОВ. Их максимальные значения определяют из условия, что в точке С подъем h_т1 = h_т2.

(2.13)

(2.14)

Для тангенциального кулачка с роликовым толкателем:

(2.15)

где r Я радиус ролика, м; a₁=a/(r₂+r).

Максимальное значение угла ц_p2таx определяют по уравнению (4.14), ц_p2таx-из соотношения

(2.16)

Для кулачков с симметричным профилем закон изменения h_т, щ_т, j_т при подъеме и опускании остается неизменным.

Рис. 2.4 Схемы приводов клапанов: а-одноплечий рычаг; б-двуплечий рычаг

Подъем, скорость а ускорение клапана для механизма газораспределения прямого действия на клапаны определяют по уравнениям (2.12) - (2.15), так как h_т=h_кл, щ_т=щ_кл, j_т=j_кл.Для механизма с подвесными клапанами и наличием коромысел или рычагов-по соотношениям (рис. 2.4, а и б) h_кл=h_т (l_кл/l_т), щ_кл=щ_т (l_кл/l_т), j_кл=j_т (l_кл/l_т);

По результатам расчёта строятся диаграммы высоты подъёма клапанов и изменения площади проходного сечения клапанов в зависимости от ц_р. На рис. 2.5 приведены примеры подобных диаграмм.

(2.17)

(2.18)

где M_t = M_цр (6n_p)-масштаб времени по оси абсцисс на диаграмме подъема клапана, с/мм;

M_цр (6n_p)-масштаб угла поворота распределительного вала, град/мм;

n_p-частота вращения распределительного вала, мин^-1;

M_F = M_hрd_ropcosб-масштаб площади проходного сечения клапана по оси ординат, мм²/мм;

M_h-масштаб подъема клапана, мм/мм;

d_rop-диаметр горловины, мм;

б-угол фаски посадочного конуса клапана

(M_F = M_h2.72d_rop при б=30°,

M_F = M_h2.22d_rop при б=45°);

F_abcd-площадь под кривой подъема клапана за такт впуска, мм²;

l_ad-продолжительность такта впуска по диаграмме, мм.

Среднюю площадь проходного сечения клапанов используют для определения средней скорости потока в седле клапана

Рис 2.5 - Диаграммы подъема клапана (мм) и изменения площади проходного сечения (мм²) впускного и выпускного клапанов в зависимости от угла поворота распределительного вала (градусы)

(2.19)

Значение данной величины для впускных клапанов не должно быть меньше, чем было принято в разделе «Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя» (см. п. III). В противном случае необходимо повторить расчёт ГРМ с изменёнными данными или внести изменения в расчёты, сделанные в разделе «Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя».

2.5 Определение основных геометрических параметров клапанных узлов

На данном этапе, подробно прорабатывается конструкция (см. рис. 2.6 и 2.7) клапанных узлов (впускного и выпускного). Значения параметров, которые не были определены расчётным путём, либо берут с двигателя-прототипа, либо вычисляют на основании статистических данных, приведённых в таблице 2.1.

Рис. 2.6 - Клапанный узел.	Рис. 2.7 - Клапан.

Таблица 2.1

Основные соотношения параметров конструкции клапанного узла

Наименование элемента	Соотношение размеров (D - диаметр цилиндра; dг - диаметр горловины по обработанной поверхности во впускном и выпускном каналах)
Диаметры тарелки клапана:
наибольший (d2)	(1,06..1,16) dг
при двухклапанной головке	d2= (0,30...0,45)D
наименьший (d1)	(0,95... 1,0) dг
при четырехклапанной головке	d1= (0,28...0,38)D
Ширина фаски (b)	(0,10...0,12) dг
Высота цилиндрического пояска тарелки (h1)	(0,025...0,045) dг
Общая высота фаски (h2)	(0,10...0,13) dг
Диаметр стержня клапана dст:
при непосредственном приводе	dст = (0,25...0,40) dг
с приводом через толкатель	dст =(0,15...0,25) dг
Наружный диаметр вставного седла (dc.н)	(l,2…l,26) dг
Радиальная толщина вставного седла (bс)	(0,1...0,13) dг
Высота вставного седла (hс)	(0,18...0,25) dг
Длина направляющей втулки (lв)	(8...10) dст
Наружный диаметр втулки (dв)	(1,4...1,6) dст

Разработка рабочих чертежей

Рабочие чертежи основных деталей ГРМ, разработка которых обязательна, перечислены в задании. Для их составления, кроме расчётных данных необходима информация, касающаяся технологии изготовления. Поэтому при их разработке допускается использовать чертежи аналогичных деталей двигателя-прототипа.



3. Кинематический и динамический анализ КШМ

Данный раздел выполняется в соответствии с методикой [1, стр. 62-71] по программе KINDY, разработанной на кафедре АиАХ ТулГУ.



4. Расчёт элементов системы смазки двигателя

4.1 Определение местоположения масляного отверстия шатунной шейки коленвала

Данный раздел выполняется в соответствии с методикой [2, стр. 181-182] и [1, стр. 194-206]



5. Компоновка двигателя

Данный раздел выполняется в соответствии с методикой [1, стр. 223-230]



Список литературы

1. Железко Б.Е. и др. Расчет и конструирование автомобильных тракторных двигателей (дипломное проектирование).- Мн.: Высш. шк. , 1987.-247с.

2. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. Пособие для вузов / А.И. Колчин, В.П. Демидов - М.: Высш. шк., 2003. - 496 с.

3. Николаенко А.В. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей. - М.: Колос, 1984.-332 с.

4. Двигатели внутреннего сгорания / Под ред. В.Н. Луканина,-М.: Высшая школа, 1985.-312 с.

5. Хачиян А.С., Морозов К.А., Луканин В.Н. и др. Двигатели внутреннего сгорания. - М.: Высш. шк., 2005. - 311с.



Приложение 1

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО «Тульский государственный университет»

Кафедра «Автомобили и автомобильное хозяйство»

ЗАДАНИЕ на курсовую работу

Студенту группы _____

1.Тема курсовой работы

2. Срок сдачи студентом законченной работы

3. Исходные данные: ДВС-прототип:

Проектная эффективная мощность, N_e = ___кВт

Частота вращения коленвала при N_e, n_Ne = ___мин^-1

Топливо:

Тактность, ф =

Чертежи двигателя-прототипа:

1. Сборочный чертёж

2. Рабочие чертёжи: распределительного вала, клапана впускного, пружины клапана впускного

4. Содержание пояснительной записки (перечень основных разделов)

Введение

1. Расчёт рабочего цикла и определение основных геометрических параметров двигателя

2. Расчёт газораспределительного механизма.

2.1 Определение проходных сечений клапанов

2.2 Профилирование кулачков распределительного вала

2.3 Определение основных параметров клапанного узла

2.4 Расчёт клапанных пружин

3. Кинематический и динамический анализ КШМ

4. Расчёт элементов системы смазки двигателя

4.1 Определение местоположения масляного отверстия шатунной шейки коленвала

4.2 Расчёт подшипника скольжения шатунной шейки

5. Компоновка двигателя

Заключение

5. Перечень графического материала (обязательные чертежи)

1. Результаты расчётов: индикаторная диаграмма; фазы газораспределения; диаграммы сил и моментов, развёрнутые по углу поворота коленчатого вала; полярная диаграмма силы R_шш; диаграмма износа шатунной шейки; диаграмма суммарного крутящего момента - 1 лист, формат А1;

2. Диаграммы: подъёма впускного и выпускного клапанов; изменения площади проходного сечения впускного и выпускного клапанов; время-сечение впускного и выпускного клапанов - 1 лист, формат А2.

3. Рабочий чертёж распределительного вала - 1 лист, формат А3;

4. Рабочий чертёж впускного клапана - 1 лист, формат А4;

5. Рабочий чертёж наружной пружины впускного клапана - 1 лист, формат А4;

6. Сборочный чертёж «Поперечный разрез двигателя» - 1 лист, формат А1.

6. Расписание консультаций по КР:

Дата	Время	Аудитория
12.09.2009; 19.09.2009; 26.09.2009	с 10-00 до 11-30	3-321
10.10.2009; 17.10.2009; 24.10.2009	с 10-00 до 11-30	3-321
14.11.2009; 21.11.2009; 28.11.2009	с 10-00 до 11-30	3-321
05.12.2009; 19.12.2009; 26.12.2009	с 10-00 до 11-30	3-321



7. Дата выдачи задания

Руководитель КР (подпись) (фамилия. инициалы)

Задание получил «_____»_____________200__ г. (подпись студента)

Размещено на Allbest.ru