Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Автомобильные двигатели - файл КР_АД.doc


Автомобильные двигатели
скачать (236.2 kb.)

Доступные файлы (1):

КР_АД.doc679kb.02.07.2010 03:56скачать

содержание
Загрузка...

КР_АД.doc

1   2
Реклама MarketGid:
Загрузка...

III.12. Расчет основных размеров и удельных показателей двигателя и построение индикаторной диаграммы.

1. Рабочий объём ДВС, [л]:

(3.70)

2. Рабочий объём цилиндра, [л]:

(3.71)

3. Диаметр цилиндра, [мм]:

(3.72)

Полученное значение D округляем до ближайшего стандартного значения.
4. Ход поршня, [мм]:

(3.73)

Полученное значение S округляем до ближайшего целого числа.
5. Часовой расход топлива [кг/ч]:

(3.74)

6 Средняя скорость поршня [м/с]:

(3.75)

7 Оценка погрешности средней скорость поршня [%]:

(3.76)

Если не выполняется условие С<4%, то необходимо вернуться к разделу III.11 пп. 1, уравнение (3.64), присвоить значению Cm0 вычисленное в п. 6 значение Cm 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]:

(3.77)

8.2 Эффективная мощность [кВт]:

(3.78)

8.3 Эффективный крутящий момент, [Нм]:

(3.79)

8.4 Диаметр цилиндра (см. п.3), ход поршня (см. п.4).
9. Индикаторная диаграмма строится по методике [2, стр. 96-97].


IV. Расчёт газораспределительного механизма.

IV.1 Исходные данные.

1. Диаметр цилиндра, D =…........мм

2. Ход поршня, S =…........мм

3. Угол открытия впускного клапана, φвп откр =…........пкв

4. Угол закрытия впускного клапана, φвп закр =….........пкв

5. Угол открытия выпускного клапана, φвып откр =…....пкв

6. Угол закрытия выпускного клапана, φвып закр =….....пкв

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

8. Скорость топливовоздушной смеси в

проходном сечении седла при

максимальном подъёме впускного клапана, ωвп =………..м/с

9. Скорость отработавших газов в

проходном сечении седла при

максимальном подъёме выпускного клапана, ωвып =……..м/с

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

^ IV.2 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. 4.1.) 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. 4.1. 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.

^ IV.3 Определение проходных сечений клапанов

Проектирование механизма газораспределения начинают с определения проходных сечений в седле клапана Fкл и в горловине Fгор (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:

(4.1)

где - средняя скорость поршня, м/с; Fп - площадь поршня, см2; iкл - число одноименных клапанов; ωвп - 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 Δра), м/с.



Рис. 4.2. 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 Fгор =(l.l-l.2)Fкл. Диаметр горловины (мм)

(4.2)

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 dгор впускного клапана, полученное по формуле (4.2), не должно быть больше:

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

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

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

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

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

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

Проходное сечение клапана с коническим уплотнением (см. рис. 4.2) при высоте подъема клапана hкл в рассматриваемый момент времени

(4.3)

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

(4.4)

(4.5)

Максимальную высоту подъема клапана (см) при известных значениях Fкл и α определяют из уравнений:

(4.6)

(4.7)

Максимальная высота подъема клапана в автомобильных двигателях изменяется в пределах hкл max=(0.18 – 0.30)dгор, а в тракторных- hкл max=(0.16 – 0.24)dгор. Для угла α = 45° величину hкл 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 ωвп инт потока, определяемой по интегральной проходной площади в седле клапана.

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

^ IV.4 Профилирование кулачков распределительного вала

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. 4.3 представлены наиболее распространенные кулачки:

а) выпуклый (рис. 4.3, а) - профиль образован дугами двух радиусов r1 и r2;

б) тангенциальный (рис. 4.3, б) - профиль образован с помощью двух прямых, касательных к начальной окружности r0 в точках А и А' и дуги радиусом r2.



Рис. 4.3. 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)hкл max, а для двигателя с наддувом - до r0 = (3-4)hкл max.

Величину угла φp0 определяют в соответствии с выбранными фазами газораспределения. Для четырехтактных двигателей

(4.8)

где φпр - угол предварения открытия клапана; φзп - угол запаздывания закрытия клапана.

Точки А и А' являются точками начала открытия и конца закрытия клапана. Точку ^ В находят по величине максимального подъема толкателя hт max. Без учета зазоров, для схем прямого воздействия на клапан hт max = hкл max, а при наличии рычага или коромысла hт max = hкл max(lт/lкл), где lт и lкл – длина плеч коромысла, прилегающих соответственно к толкателю и клапану. Отношение lт/lкл 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 hт 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

(4.9)

Для выпуклого профиля кулачка

(4.10)

(4.11)

где а= r0 + hт maxr2, мм; b=rl - r0 - hт max, мм.
При определении r1 значение r2 принимают по технологическим соображениям r2≥1.5 мм, а при расчете r2 принимают r1 = (8-20)hт 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 rк, меньшим радиуса r0 на величину зазора ΔS: rк = r0s. Величина Δs включает в себя температурный зазор и упругие деформации механизма газораспределения. Для впускных клапанов Δs =(0.25-0.35) мм, а для выпускных - Δs =(0.35-0.50) мм. Сопряжение окружности радиусом rк 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:

(4.12)

где hт1 , ωт1, jт1 - соответственно подъем (м), скорость (м/с), ускорение (м/с2) толкателя при его движении по дуге радиуса r1 от точки А до точки С; hт2 , ωт2, jт2 -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 + hт maxr2, м; ωк - угловая частота вращения распределительного вала, рад/с; φp1 и φp2 - текущие значения углов при движении толкателя соответственно по дугам r1 и r2.

Значение угла φp1 отсчитывают от радиуса ОА, а угла φp2 - от радиуса ОВ. Их максимальные значения определяют из условия, что в точке С подъем hт1 = hт2.

(4.13)

(4.14)

Для тангенциального кулачка с роликовым толкателем:

(4.15)

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

Максимальное значение угла φp2таx определяют по уравнению (4.14), φp2таx - из соотношения

(4.16)

Для кулачков с симметричным профилем закон изменения hт , ωт, jт при подъеме и опускании остается неизменным.



Рис. 4.4. Схемы приводов клапанов: а - одноплечий рычаг; б - двуплечий рычаг
Подъем, скорость а ускорение клапана для механизма газораспределения прямого действия на клапаны определяют по уравнениям (4.12) -(4.15), так как hт=hкл, ωт=ωкл, jт=jкл.Для механизма с подвесными клапанами и наличием коромысел или рычагов - по соотношениям (рис. 4.4, а и б) hкл=hт (lкл/lт), ωкл=ωт (lкл/lт), jкл=jт (lкл/lт);

По результатам расчёта строятся диаграммы высоты подъёма клапанов и изменения площади проходного сечения клапанов в зависимости от φр. На рис. 4.5 приведены примеры подобных диаграмм.




Рис 4.5. Диаграммы подъема клапана (мм) и изменения площади проходного сечения (мм2) впускного и выпускного клапанов в зависимости от угла поворота распределительного вала (градусы)
Затем, по диаграмме подъема клапанов (см. рис. 4.5) графически определяют время-сечение клапанов (мм2·с) и среднюю площадь Fкл ср (мм2) их проходных сечений за такт впуска и выпуска соответственно:
(4.17)

(4.18)

где Mt=Mφр (6np) - масштаб времени по оси абсцисс на диаграмме подъема клапана, с/мм; Mφр (6np) - масштаб угла поворота распределительного вала, град/мм; np - частота вращения распределительного вала, мин-1; MF=Mhπdropcosα - масштаб площади проходного сечения клапана по оси ординат, мм2/мм; Mh - масштаб подъема клапана, мм/мм; drop - диаметр горловины, мм; α - угол фаски посадочного конуса клапана (MF=Mh2.72drop при α=30°, MF=Mh2.22drop при α=45°); Fabcd - площадь под кривой подъема клапана за такт впуска, мм2; lad - продолжительность такта впуска по диаграмме, мм.

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

(4.19)

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».
^ IV.5 Определение основных геометрических параметров клапанных узлов

На данном этапе, подробно прорабатывается конструкция (см. рис. 4.6 и 4.7) 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 4.1.



Рис. 4.6. Клапанный узел.

Рис. 4.7. Клапан.

^ Таблица 4.1

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


^ IV.6 Определение характеристик клапанных пружин

Данный раздел выполняется в соответствии с методикой [2, .16.7, стр. 393]

IV.7 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.
^ V. Кинематический и динамический анализ КШМ.

Данный раздел выполняется в соответствии с методикой [1, стр. 62-71] по программе KINDY, разработанной на кафедре АиАХ ТулГУ.
^ VI. Расчёт элементов системы смазки двигателя.

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

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

^ VIII. Требования к "Пояснительной записке" курсовой работы.

1. Оформление: на листах формата А4 с одной стороны, в рукописной или машинописной форме.

2. Каждый лист должен иметь рамку и штамп. Основной штамп наносится только на первый (после титульного) лист.

3. Пояснительной записке присваивается номер КР-АД.xxx.000.000 ПЗ (xxx – номер варианта по заданию).

4. Содержание записки должно точно отвечать выданному Заданию

^ IX. Графическая часть курсовой работы.

1. Графическая часть работы выполняется в соответствии с Заданием.

2. Листы графической части нумеруется следующим образом:

а) сборочный чертёж – КР-АД.xxx.000.000 СБ (xxx – номер варианта по заданию);

б) рабочие чертежи – КР-АД.xxx.000.yyy (номер xxx – варианта по заданию, номер yyy – порядковый номер чертежа);

в) графики и схемы – КР-АД.xxx.000.yyy СГ (номер xxx – варианта по заданию, номер yyy – порядковый номер листа с графиками и схемами).
Приложение 1

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО «Тульский государственный университет»

Кафедра «Автомобили и автомобильное хозяйство»
УТВЕРЖДАЮ

«____» _________________200 _ г.
Зав. кафедрой _________________
^ ЗАДАНИЕ

на курсовую работу
Студенту _____________________________________ группы _______________

1.Тема курсовой работы ________________________________________________

_______________________________________________________________________
2. Срок сдачи студентом законченной работы____________________________

3. Исходные данные: ДВС-прототип:

Проектная эффективная мощность, Ne = ______кВт

Частота вращения коленвала при Ne, nNe = ______мин-1

Топливо:_____________________

Тактность, τ = ________________

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 Rшш; 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)

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.
1   2



Скачать файл (236.2 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru