Тогда

20. Тогда

Максимальный подъем толкателя

 мм

где l_т и l_кл –длины плечей коромысла(рычага), прилегающих соответственно к толкателю и клапану.

Принимаем радиус кулачка на первом профиле

 мм

Тогда радиус кулачка на втором профиле

где

Для обеспечения зазора в клапанном механизме тыльную часть кулачка выполняют радиусом , меньшим радиуса  на величину зазора  т.е.

где  - зазор, необходимый для компенсации температурных и упругих деформаций в механизме привода клапанов.

Максимальное значение угла поворота распределительного вала , соответствующего движению толкателя по участку профиля кулачка от начала подъема клапана до перехода клапана на участок выстоя определяется из соотношения.

.

Профиль кулачка выпускного клапана представлен на рисунке

4.5 Кинематический расчёт газораспределительного механизма

Задачи расчёта: определение подъема, скорости и ускорения толкателя и клапана в зависимости от угла поворота распределительного вала.

Для проектируемого выпуклого профиля кулачков используем следующие расчётные формулы:

На участке А-С, А’ – С’ (м,м/c,м/с²)

На участке С-В, С’ – В (м,м/c,м/с²)

где  - соответственно подъем, скорость и ускорение толкателя,

 и  - текущие углы поворота распределительного вала при движении толкателя на участках соответственно А – С и С – В профиля кулачка, град.

 - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с.

где n – частота вращения коленчатого вала.

– тактность рабочего цикла ДВС.

Результаты кинематического расчёта газораспределительного механизма представлены в таблице и . По результатам расчёта построены зависимости хода, скорости и ускорения клапанов от угла поворота коленчатого вала двигателя, представленные на рисунках и .

Таблица Профилирование кулачка для впускного клапана.

Участок А-С
k	р	р1	hT	WT	fT
700	350	0	0	0	549,54946
710	355	5	0,173	0,436	547,46037
720	360	10	0,691	0,868	541,20901
4,016	2,008	12,008	0,995	1,040	537,53667
Участок С-В
k	р	р2	hT	WT	fT
4,016	2,008	0,833	0,989	0,957	-89,92177
10	5	3,825	1,433	0,913	-95,28562
20	10	8,825	2,127	0,834	-103,6631
30	15	13,825	2,755	0,749	-111,2524
40	20	18,825	3,314	0,658	-117,9959
50	25	23,825	3,798	0,562	-123,8423
60	30	28,825	4,204	0,461	-128,7471
70	35	33,825	4,529	0,357	-132,673
80	40	38,825	4,770	0,251	-135,5903
90	45	43,825	4,926	0,142	-137,4767
100	50	48,825	4,996	0,033	-138,3179
103	51,5	50,325	5,000	0,000	-138,3652
Участок С'-В
k	р	р2	hT	WT	fT
103	51,5	50,325	5,000	0,000	-138,3652
113	56,5	45,325	4,956	-0,110	-137,8392
123	61,5	40,325	4,826	-0,219	-136,2653
133	66,5	35,325	4,610	-0,326	-133,6553
143	71,5	30,325	4,310	-0,430	-130,0291
153	76,5	25,325	3,928	-0,532	-125,4144
163	81,5	20,325	3,467	-0,629	-119,8462
173	86,5	15,325	2,930	-0,722	-113,3667
183	91,5	10,325	2,322	-0,809	-106,0254
193	96,5	5,325	1,648	-0,890	-97,87793
201,984	100,992	0,833	0,989	-0,957	-89,92177
Участок А'-C'
k	р	р1	hT	WT	fT
201,984	100,992	11,175	0,862	-0,969	539,13966
202	101	11,167	0,861	-0,968	539,15451
212	106	6,167	0,263	-0,537	546,37201
226	113	-0,833	0,005	0,073	549,49149

Таблица. Профилирование кулачка выпускного клапана

Участок А-С
k	р	р1	hT	WT	fT
474	237	0	0	0	489,1594
484	242	5	0,153959	0,38773	487,2999
494	247	10	0,614664	0,772512	481,7355
495,806	247,903	10,903	0,730334	0,841462	480,3384
Участок С-В
k	р	р2	hT	WT	fT
495,806	247,903	-0,571	0,728	0,891	-67,1293
500	250	1,526	1,021	0,868	-70,6658
510	255	6,526	1,687	0,809	-78,708
520	260	11,526	2,303	0,743	-86,1518
530	265	16,526	2,865	0,672	-92,9407
540	270	21,526	3,369	0,596	-99,0229
550	275	26,526	3,810	0,515	-104,352
560	280	31,526	4,186	0,431	-108,888
570	285	36,526	4,493	0,343	-112,596
580	290	41,526	4,729	0,252	-115,448
590	295	46,526	4,892	0,160	-117,423
600	300	51,526	4,982	0,066	-118,504
607	303,5	55,026	5,000	0,000	-118,725
Участок С'-В
k	р	р2	hT	WT	fT
607	303,5	55,026	5,000	0,000	-118,725
617	308,5	50,026	4,963	-0,094	-118,274
627	313,5	45,026	4,851	-0,187	-116,924
637	318,5	40,026	4,665	-0,279	-114,684
647	323,5	35,026	4,408	-0,369	-111,573
657	328,5	30,026	4,080	-0,456	-107,613
667	333,5	25,026	3,684	-0,540	-102,835
677	338,5	20,026	3,224	-0,619	-97,2753
687	343,5	15,026	2,702	-0,694	-90,976
697	348,5	10,026	2,124	-0,764	-83,985
707	353,5	5,026	1,492	-0,827	-76,3555
717	358,5	0,026	0,812	-0,885	-68,1454
718,194	359,097	-0,571	0,728	-0,891	-67,1293
Участок А'-C'
k	р	р1	hT	WT	fT
718,194	359,097	11,474	0,808505	-0,885	479,3943
0	0	10,571	0,686596	-0,816	480,8667
10	5	5,571	0,191069	-0,432	486,8517
20	10	0,571	0,002	-0,044	489,1352

Расчёт диаграммы время – сечения клапана.

Расчёт и построение диаграммы время – сечение клапана необходимо, во – первых, для оценки правильности выбора конструктивных параметров клапанов и фаз газораспределения по средним условным скоростям потока газа в проходном сечении клапана и, во – вторых, для определения эффективного проходного сечения клапана в зависимости от угла поворота коленчатого вала, что в свою очередь, необходимо для выполнения уточненного расчёта процессов газообмена двигателя.

По характеру зависимости площади проходного сечения клапанов от величины подъема клапана все перемещение клапана делится на три участка.

Первый участок характеризуется тем, что перпендикуляр из точки А фаски клапана опускается на поверхность конуса седла, что соответствует условию:

Проходное сечение здесь имеет форму боковой поверхности усеченного конуса с образующей, равной длине отрезка АС, величину которого определяют соотношением:

а проходное сечение по – формуле:

Второй участок характеризуется тем, что перпендикуляр из точки А проходит мимо конуса седла, что соответствует условию:

Подъем клапана, соответствующий моменту перехода толкателя с первого участка на второй участок:

Проходным сечением клапана на втором участке считают боковую поверхность усеченного конуса с образующей АВ площадь которого определяют соотношением:

Третий участок начинается с момента, когда проходное сечение клапана достигает величины, равной сечению горловины канала с учетом его загромождения стеблем клапана.

Подъем клапана , соответствующий моменту перехода толкателя от второго к третьему участку, получают из условия f₂=f₃ и вычисляем по формуле:

Результаты вычислений для впускного и выпускного клапанов представлены в таблице и По результатам расчёта построены диаграммы время – сечение клапанов, представленные на рисунках и

Таблица Эффективная площадь проходного сечения впускного клапана.

k, гр	f, мм2
700	0,000
710	15,401
0	61,883
10	129,620
20	193,989
30	253,224
40	306,593
50	353,423
60	393,112
70	425,145
80	449,099
90	464,658
100	471,613
103	472,005
103	472,005
113	467,654
123	454,660
133	433,196
143	403,547
153	366,105
163	321,358
173	269,882
183	212,332
193	149,424
202	77,290
212	23,451
226	0,426

Таблица Эффективная площадь проходного сечения выпускного клапана

k, гр	f, мм2
474	0,000
484	11,995
494	48,205
500	80,524
510	134,291
520	184,936
530	231,859
540	274,495
550	312,316
560	344,847
570	371,674
580	392,450
590	406,904
600	414,848
607	416,475
607	416,475
617	413,156
627	403,245
637	386,870
647	364,247
657	335,669
667	301,504
677	262,187
687	218,207
697	170,106
707	118,461
717	63,877
720	53,901
730	14,895
740	0,000

Расчёт деталей газораспределительного механизма.

Пружина клапана.

Пружина клапана должна обеспечивать на всех скоростных режимах работы двигателя:

а) плотную посадку клапана в седле и удерживание его в закрытом положении в течении всего периода движения толкателя по тыльной части кулачка;

б) постоянную кинематическую связь между клапаном, толкателем и кулачком во время движения толкателя с отрицательным ускорением.

Плотная посадка выпускного клапана обеспечивается при:

где  - площадь горловины клапана.

 и  - давление газов соответственно в выпускном трубопроводе и в цилиндре при впуске.

Плотная посадка впускного клапана обеспечивается при:

где  и  - давление газов соответственно во впускном трубопроводе и в цилиндре при выпуске.

Кинематическая связь между деталями клапанного механизма обеспечивается при:

,

где  - коэффициент запаса, равны 1,5.

 - суммарная масса клапанного механизма, приведенная к клапану, равная 0,28 кг.

 - текущее ускорение клапана.

Расчёт зависимости  для впускного и выпускного клапанов приведен соответственно в таблице 4.5 и таблице 4.6 По результатам расчёта

 и

были построены зависимости

для впускного и выпускного клапанов приведенные на рисунках и

Таблица Зависимость  для впускного клапана

hT	fT	p
0,989	-89,92177	37,76714
1,433	-95,28562	40,01996
2,127	-103,6631	43,53849
2,755	-111,2524	46,72601
3,314	-117,9959	49,55827
3,798	-123,8423	52,01375
4,204	-128,7471	54,07377
4,529	-132,673	55,72268
4,770	-135,5903	56,94793
4,926	-137,4767	57,74021
4,996	-138,3179	58,0935
5,000	-138,3652	58,11

Таблица Зависимость  для выпускного клапана

hT	fT	p
0,728	-67,1293	28,194
1,021	-70,6658	29,680
1,687	-78,708	33,057
2,303	-86,1518	36,184
2,865	-92,9407	39,035
3,369	-99,0229	41,590
3,810	-104,352	43,828
4,186	-108,888	45,733
4,493	-112,596	47,290
4,729	-115,448	48,488
4,892	-117,423	49,318
4,982	-118,504	49,772
5,000	-118,725	49,865

Расчёт параметров пружины впускного клапана.

Из рисунка находим предварительную затяжку пружин впускного клапана

полную деформацию пружин

Тогда жесткость пружин:

Принимаем средние диаметры и диаметры проволоки для пружины:

28 мм; 3 мм

Число рабочих витков пружины:

Где  - модуль упругости второго порядка, равный  Па

 - максимальная сила действующая на пружину.

Полное число витков пружины

Шаг витка пружины в свободном состоянии.

где  - наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.

Длина пружины при полностью открытом клапане

Длина пружины при закрытом клапане:

 мм

Длина пружины в свободном состоянии:

 мм

Максимальное касательное напряжение возникающее в пружине.

 МПа

где K’ – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению витка пружины и равный 1,17.

где K’ – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению витка пружины и равный 1,17.

Минимальное напряжение, возникающее в пружине при закрытом клапане:

 МПа

Среднее напряжение и амплитуда напряжения в пружине:

МПа.

МПа

Запас прочности пружины:

Где  - коэффициент приведения ассиметричного цикла к равноопасному симметричному циклу при касательных напряжениях равный 0,2.

 -предел усталости материала пружины при кручении, равный 350 МПа.

Так как полученные запасы прочности пружины превышают допускаемые, то можно сделать вывод о правильном проектировании пружины впускного клапана.

Для обеспечения нормальных радиальных зазоров между направляющей втулкой и пружиной, размеры пружины должны удовлетворять следующим требованиям:

Во избежании резонанса число собственных свободных колебаний пружины должно быть больше частоты вращения распределительного вала.

Частота собственных свободных колебаний пружины:

.

Расчёт параметров пружины выпускного клапана.

Из рисунка находим предварительную затяжку пружин впускного клапана

 

и полную деформацию пружин

Тогда жесткость пружин:

Принимаем средние диаметры и диаметры проволоки для пружины:

28 мм; 3 мм

Число рабочих витков пружины:

Где  - модуль упругости второго порядка, равный  Па

 - максимальная сила действующая на пружину.

Полное число витков пружины:

Шаг витка пружины в свободном состоянии.

,

где  - наименьший зазор между витками пружины при полностью открытом клапане.

Длина пружины при полностью открытом клапане

Длина пружины при закрытом клапане:

 мм

Длина пружины в свободном состоянии:

 мм

Максимальное касательное напряжение возникающее в пружине.

 МПа,

где K’ – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений по поперечному сечению витка пружины и равный 1,17.

Минимальное напряжение, возникающее в пружине при закрытом клапане:

 МПа

Среднее напряжение и амплитуда напряжения в пружине:

МПа.

МПа

Запас прочности пружины

Где  - коэффициент приведения ассиметричного цикла к равноопасному симметричному циклу при касательных напряжениях .

 -предел усталости материала пружины при кручении, равный 350 МПа.

Так как полученные запасы прочности для пружины превышают допускаемые, то можно сделать вывод о правильном проектировании пружин впускного клапана.

Для обеспечения нормальных радиальных зазоров между направляющей втулкой и пружиной, размеры пружины должны удовлетворять следующим требованиям:

Во избежании резонанса число собственных свободных колебаний пружин должно быть больше частоты вращения распределительного вала.

Частота собственных свободных колебаний наружной пружины:

Расчёт распределительного вала.

Наибольшая сила передается на кулачок от выпускного клапана в начальный период его открытия:

Где  - сила упругости пружин при закрытом клапане.

 - давление в цилиндре в момент начала открытия выпускного клапана для расчётного режима, МПа.

 -давление в выпускном трубопроводе.

 - наружный диаметр тарелки выпускного клапана.

 - угловая частота вращения распределительного вала.

Стрела прогиба:

,

где l – расстояние между опорами вала.

а и b расстояние от опор до точки приложения силы .

  - наружный и внутренний диаметры распределительного вала.

Величина прогиба не должна превышать 0,02 – 0,05 мм.

Напряжение смятия, возникающее в местах контакта рабочих поверхностей кулачка и толкателя:

,

где  - ширина кулачка.

Допускаемые напряжения смятия 1200 МПа.

Оценка желательности конструкции

Для оценки перспективности спроектированного тракторного дизеля сравним его технико – экономические показатели с показателями лучших мировых аналогов. Такое сравнение приведено в таблице

Таблица .1. Технико – экономических показатели автомобилных дизелей.

№ п/п	Наименование показателей	СМД-31.15 (Украина)	СМД-31Б.15 перспектива(Украина)	ЯМЗ-238Б (Россия)	MIDS 06.20.45 «Рено» (Франция)	8460.41К «IVECO» (Италия)
1.	Мощность кВт	191	235	190	202	245
2.	Частота оборотов КВ, мин.-1	2000	2000	2200	2200	2200
3.	Количество и размещение цилиндров	6Р	6Р	8V	6Р	6Р
4.	Диаметр цилиндра, мм	120	120	130	120	120
5.	Ход поршня, мм	140	140	140	145	140
6.	Минимальный удельный расход топлива, гВт*год /-	200	193/0,8	204/0,755	204/0,755	193/0,8
7.	Соответствие нормам токсичности	ЕВРО-1 / 0,63	ЕВРО-2 / 0,696	ЕВРО-2 / 0,696	ЕВРО-2 / 0,696	ЕВРО-2 / 0,696
8.	Литровая мощность, кВт/ л /-	20,1/0,735	24,7/0,796	18,7/0,713	20,5/0,74	26,7/0,82
9.	Удельная масса, кг/кВт/-	4,45/0,743	3,7/0,787	4,48/0,741	4,48/0,746	3,45/0,8
10.	Тепловая нагрузка К3, кВт/мм-	0,265/0,73	0,33/0,785	0,23/0,696	0,28/0,744	0,34/0,793
Показатели желательности конструкций дизелей
11.	Эколого-экономический уровень Dтопл	0,698	0,746	0,725	0,725	0,746
12.	Уровень энергоемкости, Dэнерг.	0,738	0,791	0,719	0,745	0,806
13.	Обобщенный критерий качества	0,720	0,772	0,720	0,736	0,78

Технико- экономические показатели автомобильных дизелей

Для оценки перспективности спроектированного тракторного дизеля сравним его технико – экономические показатели с показателями лучших мировых аналогов. Такое сравнение приведено в таблице

Таблица Технико – экономических показатели автомобильных дизелей

№ п/п	Наименование показателей	СМД-31.15 (Украина)	СМД-31Б.15 перспектива (Украина)	ЯМЗ-238Б (Россия)	MIDS 06.20.45 «Рено» (Франция)	8460.41К «IVECO» (Италия)
1.	Мощность кВт	191	235	190	202	245
2.	Частота оборотов КВ, мин.-1	2000	2000	2200	2200	2200
3.	Количество и размещение цилиндров	6Р	6Р	8V	6Р	6Р
4.	Диаметр цилиндра, мм	120	120	130	120	120
5.	Ход поршня, мм	140	140	140	145	140
6.	Минимальный удельный расход топлива, гВт*год /-	200	193/0,8	204/0,755	204/0,755	193/0,8
7.	Соответствие нормам токсичности	ЕВРО-1 / 0,63	ЕВРО-2 / 0,696	ЕВРО-2 / 0,696	ЕВРО-2 / 0,696	ЕВРО-2 / 0,696
8.	Литровая мощность, кВт/ л /-	20,1/0,735	24,7/0,796	18,7/0,713	20,5/0,74	26,7/0,82
9.	Удельная масса, кг/кВт/-	4,45/0,743	3,7/0,787	4,48/0,741	4,48/0,746	3,45/0,8
10.	Тепловая нагрузка К3, кВт/мм-	0,265/0,73	0,33/0,785	0,23/0,696	0,28/0,744	0,34/0,793

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1.  Был сконструирован двигатель на базе дизеля ЯМЗ-238, мощностью Ne=400 кВт при частоте вращения коленчатого вала n=2100 мин.

2.  Был произведен расчет рабочего процесса, были получены следующие эффективные показатели: эффективный КПД - удельный эффективным расход топлива-

3.  Был проведен динамический расчёт, расчёт показал, что все динамические реакции не превышают допустимых уровней, а степень неравномерности вращения коленчатого вала не превышает допускаемой.

4.  Был выполнен расчет деталей шатунно-поршневой группы, в результате было установлено, что все напряжения, деформации и запасы прочности лежат в допустимых пределах, что является залогом надежной и долговечной работы дизеля.

5. В результате выполненного спецзадания, для данного дизеля была спроектирована четырёх клапанная головка цилиндров и поршень с масляным охлаждением.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Методические указания к курсовой работе «Динамический расчёт кривошипно шатунного механизма двигателя» по курсу ”Динамика ДВС”./Сост. Ф.И. Абрамчук, И.Д. Васильченко ,П.П. Мищенко. – Харьков: ХПИ, 19998. – 62 с.

2 Методические указания по динамическому расчёту кривошипно – шатунного механизма двигателя на ЭВМ./Сост. Я.И. Драбкин, П.П. Мищенко. – Харьков:ХПИ,2007.

3.Пильов В.О. Автоматизоване проектування поршнів швидкохідних дизелів із заданим рівнем тривалої міцності: Монографія. – Харків: Видавничий центр НТУ”ХПІ”,2001. – 332 с.

4. Е.Я Тур, К.Б. Серебряков, Л.А. Жолобов «Устройство автомобиля» М.: Машиностроение 2001г.