📄Работа №194459
Тема: Уравновешивание Дизеля 84 13/14 мощностью 176кВт при частоте вращения коленчатого вала 2000 мин'1
Тип работы
Дипломные работы, ВКР
Предмет
Автомобили и автомобильное хозяйство
Объем:
90 листов
Год:
2016
Просмотров:
40
4900
руб.
🛒 Купить работу
Не подходит эта работа?
Закажите новую по вашим требованиям
Узнать цену на написание
Закажите новую по вашим требованиям
Представленный материал является образцом учебного исследования, примером структуры и содержания учебного исследования по заявленной теме. Размещён исключительно в информационных и ознакомительных целях.
Workspay.ru оказывает информационные услуги по сбору, обработке и структурированию материалов в соответствии с требованиями заказчика.
Размещение материала не означает публикацию произведения впервые и не предполагает передачу исключительных авторских прав третьим лицам.
Материал не предназначен для дословной сдачи в образовательные организации и требует самостоятельной переработки с соблюдением законодательства Российской Федерации об авторском праве и принципов академической добросовестности.
Авторские права на исходные материалы принадлежат их законным правообладателям. В случае возникновения вопросов, связанных с размещённым материалом, просим направить обращение через форму обратной связи.
Настоящий учебно-методический информационный материал размещён в ознакомительных и исследовательских целях и представляет собой пример учебного исследования. Не является готовым научным трудом и требует самостоятельной переработки.
📋 Содержание
АННОТАЦИЯ 5
ВВЕДНИЕ 4
1 Техническое задание на курсовой проект 6
1.2 Анализ основных параметров двигателя ЯМЗ-238 6
2 Тепловой расчет двигателя 7
2.1 Формирование исходных данных 7
2.2 Процесс впуска 8
2.3 Процесс сжатия 9
2.4 Процесс сгорания 11
2.5 Процесс расширения 15
2.6 Индикаторные показатели цикла 16
2.7 Эффективные показатели цикла 17
2.8 Анализ теплового расчета 19
2.9 Внешняя скоростная характеристика 19
3 Динамический и кинематический расчеты 22
3.1 Формирование исходных данных 22
3.2Расчетные кинематические зависимости с примерами расчетов 23
3.3 Определение сил и моментов, действующих на двигатель 25
4 Уравновешивание двигателя 30
5 Расчет необходимой маховой массы 32
6 Расчет основных деталей и механизмов 33
6.1 Расчет поршня 33
6.2 Расчет поршневого кольца 35
6.3 Расчет поршневого пальца 36
6.4 Расчет поршневой головки шатуна 37
6.5 Расчет кривошипной головки шатуна 41
6.6 Расчет стержня шатуна 41
6.7 Расчет шатунного болта 42
6.8 Расчет коленчатого вала 43
6.9 Расчет подшипников дизеля 49
6.10 Расчет механизма газораспределения 50
6.11Расчет корпусных деталей 67
7 Расчет систем двигателя 70
7.1 Расчет системы подачи топлива 70
7.2 Расчет системы смазки 71
7.3 Расчет системы охлаждения 7
8. Специальная часть
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
ПРИЛОЖЕНИЕ А
ВВЕДНИЕ 4
1 Техническое задание на курсовой проект 6
1.2 Анализ основных параметров двигателя ЯМЗ-238 6
2 Тепловой расчет двигателя 7
2.1 Формирование исходных данных 7
2.2 Процесс впуска 8
2.3 Процесс сжатия 9
2.4 Процесс сгорания 11
2.5 Процесс расширения 15
2.6 Индикаторные показатели цикла 16
2.7 Эффективные показатели цикла 17
2.8 Анализ теплового расчета 19
2.9 Внешняя скоростная характеристика 19
3 Динамический и кинематический расчеты 22
3.1 Формирование исходных данных 22
3.2Расчетные кинематические зависимости с примерами расчетов 23
3.3 Определение сил и моментов, действующих на двигатель 25
4 Уравновешивание двигателя 30
5 Расчет необходимой маховой массы 32
6 Расчет основных деталей и механизмов 33
6.1 Расчет поршня 33
6.2 Расчет поршневого кольца 35
6.3 Расчет поршневого пальца 36
6.4 Расчет поршневой головки шатуна 37
6.5 Расчет кривошипной головки шатуна 41
6.6 Расчет стержня шатуна 41
6.7 Расчет шатунного болта 42
6.8 Расчет коленчатого вала 43
6.9 Расчет подшипников дизеля 49
6.10 Расчет механизма газораспределения 50
6.11Расчет корпусных деталей 67
7 Расчет систем двигателя 70
7.1 Расчет системы подачи топлива 70
7.2 Расчет системы смазки 71
7.3 Расчет системы охлаждения 7
8. Специальная часть
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
ПРИЛОЖЕНИЕ А
📖 Введение
Задача повышения эффективности работы транспортных ДВС, а также увеличения его надежности тесно связана с совершенствованием процесса газообмена, показатели которого в значительной мере определяются законом движения органов газораспределения.
При конструировании клапанного механизма необходимо стремиться к максимально возможному удовлетворению двух противоположных требований:
1) Получению максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра. Это требование, в данной работе можно численно охарактеризовать величиной полного времени-сечения клапана fadt, а t также, связанной с ним, средней скоростью потока в седле клапана о.), квадрату которой пропорциональны гидравлические потери .
2) Обеспечение надежной и бесшумной работы МГР, при минимальных механических потерях и износе деталей. Чего добиваются путем сокращения до минимума массы и числа подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок, а также снижением их скоростей и ускорений. В данной работе это требование охарактеризуем через ММГР (общая масса МГР), jT max, min и оТ max (максимальные ускорения (положительные и отрицательные) и скорости толкателя, которым пропорциональны ускорения и скорости других частей механизма).
Выполнение этих противоречивых требований осуществляется в последние годы наиболее усиленно по следующим направлениям:
1 Переход на многоклапанные конструкции, что обусловлено возможностью получения повышенных значений коэффициента наполнения, а следовательно, и большей литровой мощности двигателя.
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 размер (диаметр) каждого клапана, что приводит к повышению жесткости головки и улучшению ее охлаждения.
Однако в связи со сложностью компоновки на рассматриваемый двигатель ЯМЗ-238 с нижним расположением распредвала, от этой конструкции откажемся.
2 Второе направление связано с оснащением механизма газораспределения, особенно четырехклапанных двигателей, гидравлическими толкателями, что позволяет отказаться от теплового зазора в механизме газораспределения. При наличии гидротолкателей отпадает необходимость регулировки зазоров в приводе клапанов. Вследствие этого на некоторых последних конструкциях двигателей ведущих мировых фирм устанавливается алюминиевая крышка головки блока,
отлитая как одна деталь с верхней половиной корпуса подшипников распределительного вала. Такая конструкция значительно лучше заглушает шум двигателя.
3 И наконец, третье направление 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, что представляет определенную сложность для его производства.
При конструировании клапанного механизма необходимо стремиться к максимально возможному удовлетворению двух противоположных требований:
1) Получению максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра. Это требование, в данной работе можно численно охарактеризовать величиной полного времени-сечения клапана fadt, а t также, связанной с ним, средней скоростью потока в седле клапана о.), квадрату которой пропорциональны гидравлические потери .
2) Обеспечение надежной и бесшумной работы МГР, при минимальных механических потерях и износе деталей. Чего добиваются путем сокращения до минимума массы и числа подвижных деталей газораспределения для уменьшения инерционных нагрузок, а также снижением их скоростей и ускорений. В данной работе это требование охарактеризуем через ММГР (общая масса МГР), jT max, min и оТ max (максимальные ускорения (положительные и отрицательные) и скорости толкателя, которым пропорциональны ускорения и скорости других частей механизма).
Выполнение этих противоречивых требований осуществляется в последние годы наиболее усиленно по следующим направлениям:
1 Переход на многоклапанные конструкции, что обусловлено возможностью получения повышенных значений коэффициента наполнения, а следовательно, и большей литровой мощности двигателя.
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 размер (диаметр) каждого клапана, что приводит к повышению жесткости головки и улучшению ее охлаждения.
Однако в связи со сложностью компоновки на рассматриваемый двигатель ЯМЗ-238 с нижним расположением распредвала, от этой конструкции откажемся.
2 Второе направление связано с оснащением механизма газораспределения, особенно четырехклапанных двигателей, гидравлическими толкателями, что позволяет отказаться от теплового зазора в механизме газораспределения. При наличии гидротолкателей отпадает необходимость регулировки зазоров в приводе клапанов. Вследствие этого на некоторых последних конструкциях двигателей ведущих мировых фирм устанавливается алюминиевая крышка головки блока,
отлитая как одна деталь с верхней половиной корпуса подшипников распределительного вала. Такая конструкция значительно лучше заглушает шум двигателя.
3 И наконец, третье направление 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, что представляет определенную сложность для его производства.
✅ Заключение
Уравновешенными силами называют силы, которые при их суммировании не дают свободного момента и равнодействующая которых равна нусилам относятся силы давления газов в цилиндре двигателя и силы трения. Динамическое уравновешивание или просто уравновешивание двигателя заключается в создании такой системы сил, в которой равнодействующие силы и моменты этих сил постоянны по величине и направлению или равны нулю.
Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма.
Масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава т/п=280 кг/м2) тп= т/п*Рп=3,72 кг.
Масса шатуна (т ш=300 кг/м2)
тш= т/ш*Рп=3,98 кг.
Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для стального кованого вала со сплошными шейками т к=340 кг/м2) тк= т/к*Рп=4,51 кг.
Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца: тш.п=0,275* тш=1,09 кг.
Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа: тш.к=0,725* тш=2,89 кг.
Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:
т,= тп+ тш.п=4,81 кг.
Равнодействующая сил инерции первого порядка для каждой секции R=m- r- со2 всегда направлена по радиусу кривошипа, вследствие чего R11=-Rnv, R1 „=-*!!„
»■
Равнодействующие силы инерции второго порядка для каждой секции
R2 = V2 • m- r- ®2 • 2 • cos2^ при любом положении коленчатого вала направлены горизонтально, т.е. перпендикулярно продольной плоскости симметрии двигателя и оси коленчатого вала и также взаимно уравновешиваются:
R21 + R2 1V = R2 и + R2 HI , следовательно
'LP-- 0.
Свободные моменты сил инерции первого порядка R11, R11V и R111, R1111 , действующие во вращающихся плоскостях первого -четвертого и второго-третьего кривошипов, находят из следующих выражений:
Mn.w = RH -3a = 3-my-r-o)--а = 3-4,81-0,07-(209,3)2 -0,2 = 8849,8
М! 11;Ш =R ц-а = -т7 -r-^2 -а = 4,81-0,07-(209,3)2 -0,2 = 2949,9
Величину и плоскость действия результирующего свободного момента М1 находят геометрическим суммированием векторов моментов Ми.л ;и M 11;1 п:
Мх = V10-R-а = V10-m -r-^2 -а = 9328,4
Момент М1 действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 18026/ и может быть уравновешен при помощи противовесов тх, установленных на продолжении щек коленчатого вала. Аналогичным образом определяют моменты центробежных сил:
лю. К такимМс...у = P-3-a = (mk+?--mVг-а2 -3-а = 18932,3 1^ 1; 1V С к ^£.К .
МС11.Ш = P •а = (mk + 2-тшк)- г-а>2 -а = 6310,76
мг= л/10 • P -a = V10 • (m, + 2• m J• г-o' -a = 19956,38 ^ш .К .
Момент Мс , подобно моменту М1 , может быть уравновешен с помощью противовесов mc , располагаемых на продолжении каждой из щек коленчатого вала. Таким образом, в плоскостях первого-четвертого и второго-третьего кривошипов будут действовать свободные моменты:
(М +М: )г 1к = (Ri+Pc )'3 -а = 3-(т + mk +2-тшк)-г -со2 -а = 27782,08
(М +М(,),,..,. = (R, +P)• a = (m, + m. +2-m„ 1- г-co2 -a = 9260,69
V 1 11; 111 V 1 J k Ш.К. ' У
Определение величины суммарного свободного момента М +МС и плоскости его действия
М +МС= V10-m, + тк+2-тш ,)■ г-ю2-а = 29284,9
1 l^ J к ^А.К.
Плоскость действия момента М +мс, так же как и моментов Мхи Мс, вращается с угловой скоростью а> и составляет с плоскостью первого и четвертого кривошипов угол 18026/.
Если р - расстояние центра тяжести противовесов mx и mc от оси коленчатого вала, то масса общего противовеса на каждой щеке
'"-.к. . L = 4,228кг. x С
2 р
Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма.
Масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава т/п=280 кг/м2) тп= т/п*Рп=3,72 кг.
Масса шатуна (т ш=300 кг/м2)
тш= т/ш*Рп=3,98 кг.
Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для стального кованого вала со сплошными шейками т к=340 кг/м2) тк= т/к*Рп=4,51 кг.
Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца: тш.п=0,275* тш=1,09 кг.
Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа: тш.к=0,725* тш=2,89 кг.
Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:
т,= тп+ тш.п=4,81 кг.
Равнодействующая сил инерции первого порядка для каждой секции R=m- r- со2 всегда направлена по радиусу кривошипа, вследствие чего R11=-Rnv, R1 „=-*!!„
»■
Равнодействующие силы инерции второго порядка для каждой секции
R2 = V2 • m- r- ®2 • 2 • cos2^ при любом положении коленчатого вала направлены горизонтально, т.е. перпендикулярно продольной плоскости симметрии двигателя и оси коленчатого вала и также взаимно уравновешиваются:
R21 + R2 1V = R2 и + R2 HI , следовательно
'LP-- 0.
Свободные моменты сил инерции первого порядка R11, R11V и R111, R1111 , действующие во вращающихся плоскостях первого -четвертого и второго-третьего кривошипов, находят из следующих выражений:
Mn.w = RH -3a = 3-my-r-o)--а = 3-4,81-0,07-(209,3)2 -0,2 = 8849,8
М! 11;Ш =R ц-а = -т7 -r-^2 -а = 4,81-0,07-(209,3)2 -0,2 = 2949,9
Величину и плоскость действия результирующего свободного момента М1 находят геометрическим суммированием векторов моментов Ми.л ;и M 11;1 п:
Мх = V10-R-а = V10-m -r-^2 -а = 9328,4
Момент М1 действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 18026/ и может быть уравновешен при помощи противовесов тх, установленных на продолжении щек коленчатого вала. Аналогичным образом определяют моменты центробежных сил:
лю. К такимМс...у = P-3-a = (mk+?--mVг-а2 -3-а = 18932,3 1^ 1; 1V С к ^£.К .
МС11.Ш = P •а = (mk + 2-тшк)- г-а>2 -а = 6310,76
мг= л/10 • P -a = V10 • (m, + 2• m J• г-o' -a = 19956,38 ^ш .К .
Момент Мс , подобно моменту М1 , может быть уравновешен с помощью противовесов mc , располагаемых на продолжении каждой из щек коленчатого вала. Таким образом, в плоскостях первого-четвертого и второго-третьего кривошипов будут действовать свободные моменты:
(М +М: )г 1к = (Ri+Pc )'3 -а = 3-(т + mk +2-тшк)-г -со2 -а = 27782,08
(М +М(,),,..,. = (R, +P)• a = (m, + m. +2-m„ 1- г-co2 -a = 9260,69
V 1 11; 111 V 1 J k Ш.К. ' У
Определение величины суммарного свободного момента М +МС и плоскости его действия
М +МС= V10-m, + тк+2-тш ,)■ г-ю2-а = 29284,9
1 l^ J к ^А.К.
Плоскость действия момента М +мс, так же как и моментов Мхи Мс, вращается с угловой скоростью а> и составляет с плоскостью первого и четвертого кривошипов угол 18026/.
Если р - расстояние центра тяжести противовесов mx и mc от оси коленчатого вала, то масса общего противовеса на каждой щеке
'"-.к. . L = 4,228кг. x С
2 р
ИЛИ
Поиск аналога
📕 Список литературы
🖼 Скриншоты
🛒 Оформить заказ
⚡ Работу высылаем в течении 5 минут после оплаты.