Расчёт двигателя внутреннего сгорания

=17653,6 (Н)

Точку Е' соединяем тонкой линией с точками Н и D. Для построения кривой сил инерции , каждый из отрезков Н Е' и DE' делим на одинаковое' число равных частей. Точки нумеруем в одном направлении и одноименные точки соединяем прямыми, внутри которых проводим лекальную кривую зависимости сил инерции возвратно-поступательных движущихся масс.

 

 

 

 

 

                    2.2.3. Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме.

 

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

 

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

 

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

 

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

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

 

и силу направленную по радиусу  кривошипа, Н:

 

Угол β в данных формулах – угол между осью цилиндра и осью кривошипа в данном положении, его можно рассчитать по формуле:

 

Результаты расчета  указанных сил заносят в соответствующую  графу таблицы .

По данным табл.строят графики зависимостей . Все расчеты проводились с помощью программы EXCEL.

 

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

Крутящий момент, Н×м:

. 

Суммарный крутящий момент будет периодически изменяться через для четырехтактного двигателя.

При графическом построении кривой кривая одного цилиндра (или кривая ) для данного цилиндра разбивается на число участков, равное 720/i (для четырехтактных двигателей).

Все участки кривой сводятся в один и суммируются. Результирующая кривая показывает изменение суммарного крутящего момента двигателя  в зависимости от угла поворота коленвала

 

Таблица 5. – Суммарный  крутящий момент

 

Mkp	0	30	60	90	120
1	0	-699,65	-396,33	298,75	492,23
2	492,23	274,06	0	-275,03	-501,04
3	-501,04	-334,28	297,06	516,65	0
4	0	140,62	197,48	621,62	652,19
5	652,19	332,55	0	-290,25	-524,36
6	-524,36	-342,67	352,39	671,92	0
Mkpi	119,02	-629,37	450,6	1543,66	119,02

 

Среднее значение суммарного крутящего момента  определяют по площади, заключенной между кривой и осью абсцисс, Н×м: 0

 

где F₁ и F₂ – площадь под кривой соответственно выше и ниже оси абсцисс, соответственно, мм²;

Определим F₁ и F₂ c помощью программы КОМПАС:

F₁=1490,9 (мм²); F₂=423,5 (мм²).

ОА=139 мм – длина углового интервала, мм; М_М=47,4 Н×м/мм – принятый масштаб крутящего момента.

(Н×м) 

Момент  представляет собой средний индикаторный момент, снимаемый с вала двигателя.

Действительный или  эффективный крутящий момент, Н×м:

315,03 (Н×м) 

где – механический КПД двигателя.

 

2.2.4. Силы, действующие  на шатунные шейки коленчатого  вала.

 

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

Результирующая сила, действующая на шатунную шейку рядного двигателя, будет равна сумме сил S и K_R. Сила S может быть приведена в виде сумме. Н:

 (2.22.)

Так как силы К и K_R приложены в одной точке, направлены по одной оси, но могут иметь различные знаки, то необходимо брать их сумму, Н:

;  (2.23.)

Направление силы R_шш для различных углов поворота коленвала зависит от значений сил S и К и будет определяться углом y между вектором R_шш  и осью кривошипа. Значение этого угла определяют по соотношению:

 (2.24.)

 

 

 

2.2.6. Определение наиболее  нагруженной шейки коленвала.

 

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

Так как потребитель  крутящего момента расположен со стороны  маховика двигателя, то крутящий момент, снимаемый с первой коренной шейки коленвала, обычно весьма невелик, и им пренебрегаем. Принимаем порядок работы цилиндров аналогично прототипу

1-2-3-6-2-4. Расчет набегающих моментов приведен в таблице

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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ.

 

 

3.1. Общие сведения.

 

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

 

где V_Пcp -значение средней скорости поршня V_Пcp =15,8 м/с;

W_ВП - скорость газа в проходном сечении клапана W_ВП =100 м/с;

F_n - площадь поршня F_n = 0,00933 (м²);

i_КЛ- число одноименных клапанов, i_КЛ = 2.

7,4см2

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

8,88

Диаметр горловины, мм:

33,6(мм)

Диаметр d_горл впускного клапана должно лежать в пределах от 33,9 до 65,4 мм

 

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

(мм) 

У современных  двигателей угол наклона фаски тарелки выпускного клапана обычно принимается равным 45°, а впускного клапана - 45° или 30°. Ориентируясь на двигатель прототип для впускного клапана принимаем =45°.

Максимальная  высота подъема клапана при  =45°

0,97 (мм)

Значение  величины для автотракторных двигателей обычно находится в пределах (0,16…0,3)× d_горл.

10,08 (мм)

 

Построение профиля кулачка.

 

При проектировании механизма газораспределения подбирают такой профиль кулачка, который обеспечивает достаточно большое наполнение цилиндра при допустимых силах инерции.

10,08=25,2

 

угол, определяющий точки  начала и конца открытия клапана:

67,5

верхняя точка толкателя  определяется :

=0,91

для выпуклого кулачка r₂ принимается r₂ ≥ 1.5 мм

r₂ = 9 мм

 

109,6 (мм)

 

27,3

 

0,23677

53,8

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

   ; 

;   ;  ;  , 

где − соответственно подъём, м, скорость, м/с, и ускорение, толкателя, м/с², при движении его по дуге радиуса от точки А к точке С; − соответственно подъём, скорость и ускорение толкателя при его движении по дуге радиуса от точки С к точке В;

 − угловая скорость кулачка ( распредвала ), рад/с:

(сек^-1)

Задаваясь последовательно  различными значениями углов  и , определяем значения и результаты расчета заносим в табл. 3.1. По данным таблицы 3.1. строят графики пути, скорости и ускорения толкателя

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 3.1. −  Графики пути, скорости и ускорения  толкателя.

 

Фр0	Фр1	Фр2	соsФр1	sinФр1	1-cosФр1	hт мм	Vтм/с	Jт м/с
0	0		1	0	0,000	0	0,000	905,862
4	4		0,997564	0,069756474	0,002	0,205594158	0,610	903,655
8	8		0,990268	0,139173101	0,010	0,821374998	1,217	897,046
12	12		0,978148	0,207911691	0,022	1,844342498	1,818	886,067
13,7	13,7		0,971549	0,236838146	0,028	2,401254272	2,071	880,089
		53,8	0,590606	0,806960312	16,124	-0,07646527	83,601	-173,053
27		43,8	0,721760	0,692143174	19,704	3,504054227	71,706	-211,483
37		33,8	0,830984	0,556295616	22,686	6,485876011	57,632	-243,487
47		23,8	0,914960	0,403545296	24,978	8,778398932	41,807	-268,092
57		13,8	0,971134	0,238533458	26,512	10,31196584	24,712	-284,552
67,5		0	1,000000	0	27,300	11,1	0,000	-293,010
57		13,8	0,971134	0,238533458	26,512	10,31196584	24,712	-284,552
47		23,8	0,914960	0,403545296	24,978	8,778398932	41,807	-268,092
37		33,8	0,830984	0,556295616	22,686	6,485876011	57,632	-243,487
27		43,8	0,721760	0,692143174	19,704	3,504054227	71,706	-211,483
		53,8	0,590606	0,806960312	16,124	-0,07646527	83,601	-173,053
13,7	13,7		0,971549	0,236838146	0,028	2,401254272	2,071	880,089
12	12		0,978148	0,207911691	0,022	1,844342498	1,818	886,067
8	8		0,990268	0,139173101	0,010	0,821374998	1,217	897,046
4	4		0,997564	0,069756474	0,002	0,205594158	0,610	903,655
0	0		1	0	0,000	0	0,000	905,862

 

 

время – сечения  клапана

 

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

 

0,00018 (м/мм)

Тогда кривая подъема толкателя может быть эквивалентна диаграмме время - сечения клапана, мм²·с:

 

где − масштаб времени, с/мм;

 − масштаб площади сечения  клапана, мм²/мм;

 

 

13 (мм²/мм)

− площадь под кривой подъёма  толкателя на участке впуска, используя  графическую программу , мы определяем эту площадь: (мм²).

Средняя площадь  проходного  сечения клапана, мм²:

 

512,7

 

где мм− продолжительность такта впуска по диаграмме подъёма толкателя, мм.

 

средняя скорость потока заряда в седле клапана, м/с

287,9 м/с

 

расчет пружины  клапана

 

3.4. Расчет  пружины клапана.

 

Пружина клапана должна обеспечивать при всех скоростных режимах работы двигателя плотную посадку клапана в закрытом состоянии при движении толкателя по начальной окружности кулачка и постоянную кинематическую связь между клапаном, толкателем и кулачком во время движения толкателя с отрицательным ускорением..

Кинематическая  связь между деталями клапанного механизма обеспечивается при условии:

 

где k− коэффициент запаса пружины: для карбюраторных двигателей k = 1,23…1,66,

принимаем 1,56; − приведенная к клапану сила инерции деталей механизма газораспределения на участке с отрицательным ускорением.

Сила инерции  может быть определена по формуле, Н:

 

 

где − суммарная масса деталей клапанного механизма, приведенного к оси клапана.

Значение  массы, приведенной к оси клапана, кг:

=220*0,000888*0,9=0,176 

При верхнем  расположении клапанов и верхнем  распредвале  кг/м², принимаем 220

Таблица 3.2.

Угол поворота распредвала j	jкл	Pjклr	Pпр
27	-155,748	27,41	41,1
37	-190,335	33,50	50,2
47	-219,138	38,57	57,9
63,8	-241,283	42,47	63,7
57	-256,097	45,07	67,6
67,5	-263,709	46,41	69,6