Таблица Зависимость  для выпускного клапана

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.

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

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.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7