Расчет параметров двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

На наземном транспорте наибольшее распространение получили двигатели внутреннего сгорания. Эти двигатели отличаются от других типов компактностью, высокой экономичностью, долговечностью и применяются во всех отраслях народного хозяйства. В настоящее время особое внимание уделяется снижению токсичности выбрасываемых в атмосферу газов, вредных веществ и снижению уровня шума работы двигателей.

Успешное применение двигателей внутреннего сгорания, разработка опытных конструкций, повышение мощностных и экономических показателей стали возможны в значительной мере благодаря исследованиям и разработке теории рабочих процессов в двигателях.

1. Тепловой расчет двигателя

Исходные данные

Тип двигателя: Карбюраторный 4-х тактный, 8-ми цилиндровый.

Частота вращения коленчатого вала n=2700 об/мин;

Степень сжатия е=7,6;

Эффективная мощность (берется по стандартной скоростной характеристике двигателя для заданной частоты вращения) N_e=90кВт;

Коэффициент избытка воздуха б=0,90;

Топливо - бензин АИ-80 ГОСТ Р51105-97. Средний элементарный состав и молекулярная масса: С=85,5%, Н=14,5%, О=1%, =115 кг/кмоль. Низшая расчетная теплота сгорания топлива 43930 кДж/кг.

Параметры рабочего тела

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

l₀= 1 / 0,23 (8/3С + 8Н - О) (кг) или L₀ = l₀/м_B =0,516 (кмоль).

Определяем количество свежего заряда

М₁ =б L₀,=0,464 кмоль.

Определяем общее количество продуктов сгорания

М₂= б L₀+Н/4+О/32=0,524, кмоль

Параметры окружающей среды и остаточные газы

Принимаем атмосферные условия:.р₀=p_k=0,1МПа, Т₀=T_k=293К;

Принимаем Т_Г =1000К;

Pг=1.02…1.15Р_о=0,115МПа

Процесс впуска

Принимаем температуру подогрева свежего заряда

Дt=10С

Определяем плотность заряда на впуске

, кг/м³,

где R_в=287 Дж/кг град - удельная газовая постоянная для воздуха.

кг/м³

В соответствии со скоростным режимом работы двигателя и качеством обработки внутренней поверхности принимаем коэффициент, а скорость движения заряда м/с.

Определяем потери давления на впуске в двигатель

, МПа,

=0,014МПа

Определяем давление в конце впуска

, МПа.

МПа

Определяем коэффициент остаточных газов

,

Определяем температуру в конце впуска

, К.

К

Определяем коэффициент наполнения

Процесс сжатия

Определяем показатель адиабаты сжатия k₁ в функции и Т_а, по номограмме.

Определяем показатель политропы сжатия n₁ в зависимости от k₁, который устанавливается n₁=1,345 k₁=1,3657

Определяем давление в конце сжатия

, МПа,

МПа.

Определяем температуру в конце сжатия

, К,

К

Определяем среднюю молярную теплоемкость заряда (воздуха) в конце сжатия (без учета влияния остаточных газов)

, кДж/(кмоль град),

кДж/(кмоль град),

Определяем число молей остаточных газов

, кмоль,

кмоль.

Определяем число молей газов в конце сжатия до сгорания

, кмоль,

кмоль.

Процесс сгорания

Определяем среднюю молярную теплоемкость продуктов сгорания в карбюраторном двигателе при постоянном объеме, при 1

, кДж/(кмоль град)



Определяем число молей газов после сгорания

кмоль.

Определяем расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

,

Принимаем коэффициент использования теплоты .

Тогда количество теплоты, передаваемое газом на участке cz индикаторной диаграммы при сгорании 1 кг топлива определится, как

, кДж/кг,

кДж/кг.

кДж/кг

Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания

,

К

Определяем давление в конце процесса сгорания (теоретическое)

, МПа,

МПа

Определяем давление в конце процесса сгорания (действительное)

P_ZД=0,85P_z=0,85*5,19=4,41МПа

Определяем степень повышения давления

,

Процесс расширения

Показатель политропы расширения карбюраторного двигателя определяем по номограмме, учитывая, что его значение незначительно отличается от значения показателя адиабаты расширения k₂.

Определение показателя политропы расширения производим следующим образом. По имеющимся значениям е и Т_Z определяем точку пересечения. Через полученную точку проводим горизонталь до пересечения с вертикалью, опущенной из точки б=1, получая какое-то значение k₂. Далее двигаемся по этой кривой k₂ до пересечения с вертикалью, опущенной из заданного значения б. Ордината точки пересечения дает искомое значение n₂=k₂=1,2604.

Определяем давление процесса расширения

, МПа,

МПа.

Определяем температуру процесса расширения

, К

К.

Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать 5%).

,

К.

Погрешность

Индикаторные параметры рабочего цикла

Определяем среднее индикаторное давление цикла для неокругленной индикаторной диаграммы

, МПа,

МПа

Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы

Определяем среднее индикаторное давление цикла для скругленной индикаторной диаграммы

, МПа,

МПа.

Определяем индикаторный КПД

Определяем индикаторный удельный расход топлива

, г/кВт ч,

 г/кВт ч

Эффективные показатели двигателя

Принимаем предварительно среднюю скорость поршня W=15 м/с.

Определяем среднее давление механических потерь учитывая, что , .

, МПа,

МПа.

Определяем среднее эффективное давление

, МПа,

МПа.

Определяем механический КПД

,

.

Определяем эффективный КПД

,

Определяем эффективный удельный расход топлива

, г/кВт ч,

 г/кВт ч.

Исходя из величин эффективной мощности, частоты вращения коленчатого вала, среднего эффективного давления и числа цилиндров определяем рабочий объем одного цилиндра

, л,

л.

Выбираем значение =S/D=0,95

Определяем диаметр цилиндра , мм, а затем округляем его до целого цисла.

мм.

Определяем ход поршня S=D, мм,

мм.

Определяем площадь поршня F_п=D²/4, см²,

см².

Определяем рабочий объем цилиндра V_h=D²S/4, л,

л

Определяем среднюю скорость поршня

W_ср=Sn/(310⁴), м/с,

м/с,

сравниваем ее значение с ранее принятым.

Определяем значение расчетной эффективной мощности

, кВт,

кВт.

Сравниваем полученное значение мощности с заданным значением

2. Построение индикаторных диаграмм

Построение свернутой индикаторной диаграммы ДВС производится по данным теплового расчета. Диаграмма строится в прямоугольных координатах Р-S, где S - ход поршня. Для построения используются следующие масштабы:

масштаб давления _р=0,04МПа/мм.

масштаб перемещения поршня _S=1 мм S/мм чертежа.

От начала координат в масштабе _S по оси абсцисс откладывают значения приведенной высоты камеры сжатия S_с и хода поршня S. При этом

S_с=S/(-1)_S,

мм.

По оси ординат в масштабе _р откладываются величины давлений в характерных точках а, с, z, z, b, r диаграммы, а также значение Р_о.

Построение политроп сжатия и расширения осуществляется по промежуточным точкам (8…10 значений). Значения давлений в промежуточных точках политропы сжатия подсчитываются по выражению

,

а для политропы расширения по выражению

,

Рассчитанные значения приведены в таблице 1.

Таблица 1. Значения давлений в промежуточных точках политропы сжатия и расширения

№	Sx мм	Политропа сжатия	Политропа расширения
		Рх/, мм	Px, МПа	Рх/, мм	Px, МПа
1	14,69	33	1	129	5
2	18	23	0,9	96	4
3	27	14	0,5	57	2
4	37	9	0,3	40	1,5
5	46	7	0,27	30	1,2
6	56	5	0,21	24	0,9
7	65	4,5	0,17	19	0,7
8	75	3,5	0,14	17	0,6
9	83	3	0,12	14	0,5
10	97	2,5	0,10	12	0,4

Для перестроения полученной индикаторной диаграммы в развернутом виде графоаналитическим методом под ней строят полуокружность радиусом R, имея в виду, что S=2R. Затем полуокружность делят на дуги, охватывающие углы 20^о и точки соединяют радиусами с центром. Затем центр смещают вправо на величину мм (поправка Брикса). Из нового центра строят лучи, параллельные ранее проведенным радиусам. Из новых точек на окружности проводят вертикальные линии до их пересечения с линиями индикаторной диаграммы. Точки пересечения дают значения Р_газов при этих углах поворота кривошипа. Линию Р_о свернутой диаграммы продолжают вправо, обозначая на ней значения углов поворота кривошипа в масштабе 1 мм=2^о. Значения Р_газов (МПа) берут от линии Р_о и откладывают на развертке. Полученные точки соединяют плавной кривой.

3. Расчет теплового баланса двигателя

В общем виде тепловой баланс двигателя определяется из следующих составляющих

где -общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом, Дж/с;

-теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя за время 1с, Дж/с;

-теплота, потерянная с отработавшими газами, Дж/с;

-теплота, передаваемая охлаждающей среде, Дж/с;

-теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива, Дж/с;

-неучтенные потери теплоты, Дж/с.

Общее количество теплоты определится по формуле

Дж/с;

где -часовой расход топлива, кг/ч.

Теплота эквивалентная эффективной работе двигателя, определится по формуле

Дж/с.

Теплота, потерянная с отработавшими газами определится по формуле

где ;

-теплоемкость отработавших газов определяются по таблицам [3].

- теплоемкость свежего заряда.

Теплота, передаваемая окружающей среде, определится по формуле:

Дж/с

где с-коэффициент пропорциональности, с=0,45…0,53

m-показатель степени, m=0,5…0,7 для 4-х тактных двигателей.

Неучтенные потери теплоты определятся по формуле

, Дж/с.

Составляющие теплового баланса сводим в табл. 3.1

Таблица 3.1. Основные величины теплового баланса двигателя

Составляющие теплового баланса	Q, Дж/с
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом	437103,5
Теплота, эквивалентная эффективной работе	90000
Теплота, потерянная с отработавшими газами	107185,319
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	33232,88
Неучтенные потери теплоты	206085,30

4. Динамический расчет двигателя

Для расчета деталей кривошипно-шатунного механизма на прочность и выявление нагрузок на трансмиссию машин необходимо определить величины и характер изменения сил и моментов, действующих в двигателе. С этой целью проводят динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

1. Строится индикаторная диаграмма.

2. троится диаграмма фаз газораспределения, а под нею схема кривошипно-шатунного механизма с указанием точек приложения и знаков (+,-) действия сил.

3. Построенная скругленная индикаторная диаграмма, пользуясь методом Брикса, развёртывается в диаграмму избыточных сил давления газов Р_газов (МПа) по углу поворота коленчатого вала в масштабе 1 мм=2^о.

4. Строятся графики перемещения, скорости и ускорения поршня, ширина графиков равна 2R.

5. Руководствуясь найденными размерами двигателя (S и D), определяется масса частей, движущихся возвратно-поступательно, и масса частей, совершающих вращательное движение. Для этой цели задаемся конструктивными массами поршневой и шатунной группы, пользуясь табл. 4.1.

Значение масс поршня, шатуна и коленчатого вала определяются по формуле

где - конструктивная масса детали, отнесенная к площади поршня, (табл. 4.1. /1/).

- площадь поршня, .

Производим расчет полного значения масс, кг

Масса частей, движущихся возвратно-поступательно:

Масса вращающихся деталей:

Для V-образного двигателя масса вращающихся деталей определяется по формул

Соответствие выбранных масс проверяем по формуле:

, Мпа

где R-радиус кривошипа, м;

-угловая скорость коленчатого вала, ;

-отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Максимум удельной силы, для ЗМЗ - 5234 при n=2700 об/мин, не должен превышать =1,4…1,8 МПа;

МПа

Удельную силу инерции движущихся масс определяем по формуле

6 Производится расчёт сил, действующих в КШМ, Н:

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс,

Р_J=-m_JR²(cos +cos2).

Центробежной силы инерции вращающихся масс,

K_R=-m_RR².

Центробежная сила инерции вращающихся масс является результирующей двух сил:

- силы инерции вращающихся масс шатуна

K_R.Ш=-m_Ш.КR²;

- силы инерции вращающихся масс кривошипа

K_R.К=-m_.КR².

Суммарной силы, действующей на поршень,

Р=Р_Г+Р_J,

где Р_Г -сила давления газов,

.

Нормальной силы, перпендикулярной к оси цилиндра,

N=Ptg.

Силы, действующей вдоль шатуна,

S=P/cos.

Нормальной силы, действующей вдоль радиуса кривошипа,

K=Pcos(+)/соs.

Тангенциальной силы, касательной окружности кривошипа,

Т=Рsin(+)/соs;

Значения тригонометрических функций для выбранного значения берутся из таблиц /1/. Расчет всех действующих сил производим через двадцать градусов поворота коленчатого вала. В интервале резкого повышения давления (приблизительно от до п.к.в.) расчет ведется через

Данные расчетов сил для различных углов сводятся в таблицу 3.

Таблица 4.1. Числовые значения давлений и сил, действующих в КШМ

Ц п.к.в	?P, Мпа	Pj, МПа	P?, МПа	Pг, кН	Pj, кН	P?, кН	N, кН	S, кН	К, кН	T, кН	М, кН
0	0	-0,497	-0,497	0,000	-4,025	-4,025	0,000	-4,025	-4,025	0,000	0,000
20	0	-0,447	-0,447	0,000	-3,623	-3,623	-0,367	-3,642	-3,279	-1,585	-76,851
40	0	-0,314	-0,314	0,000	-2,540	-2,540	-0,491	-2,587	-1,631	-2,009	-97,424
60	0	-0,135	-0,135	0,000	-1,096	-1,096	-0,290	-1,133	-0,297	-1,094	-53,043
80	0	0,040	0,040	0,000	0,322	0,322	0,098	0,336	-0,040	0,334	16,198
100	0	0,173	0,173	0,000	1,401	1,401	0,425	1,465	-0,662	1,306	63,353
120	0	0,248	0,248	0,000	2,013	2,013	0,532	2,082	-1,467	1,477	71,639
140	0	0,274	0,274	0,000	2,222	2,222	0,429	2,263	-1,978	1,100	53,326
160	0	0,274	0,274	0,000	2,218	2,218	0,225	2,230	-2,162	0,547	26,546
180	0	0,271	0,271	0,000	2,191	2,191	0,000	2,191	-2,191	0,000	0,000
200	0	0,274	0,274	0,000	2,218	2,218	-0,225	2,230	-2,008	-0,970	-47,053
220	0	0,274	0,274	0,000	2,222	2,222	-0,429	2,263	-1,426	-1,757	-85,211
240	0	0,248	0,248	0,000	2,013	2,013	-0,532	2,082	-0,546	-2,009	-97,433
260	0,04	0,173	0,213	0,324	1,401	1,725	-0,524	1,803	0,216	-1,790	-86,824
280	0,08	0,040	0,120	0,648	0,322	0,970	-0,294	1,014	0,458	-0,904	-43,846
300	0,19	-0,135	0,055	1,539	-1,096	0,443	-0,117	0,459	0,323	-0,325	-15,779
320	0,42	-0,314	0,106	3,402	-2,540	0,862	-0,166	0,878	0,767	-0,426	-20,679
325	0,47	-0,353	0,117	3,807	-2,860	0,947	-0,163	0,961	0,869	-0,410	-19,888
330	0,6	-0,389	0,211	4,860	-3,150	1,710	-0,255	1,729	1,608	-0,634	-30,749
335	0,73	-0,421	0,309	5,913	-3,407	2,506	-0,315	2,526	2,405	-0,774	-37,531
340	0,82	-0,447	0,373	6,642	-3,623	3,019	-0,306	3,034	2,941	-0,745	-36,121
345	1,29	-0,469	0,821	10,449	-3,797	6,652	-0,509	6,672	6,558	-1,230	-59,642
350	1,88	-0,484	1,396	15,228	-3,923	11,305	-0,580	11,320	11,234	-1,392	-67,515
355	2,58	-0,494	2,086	20,898	-4,000	16,898	-0,435	16,904	16,872	-1,040	-50,432
360	3,85	-0,497	3,353	31,185	-4,025	27,160	0,000	27,160	27,160	0,000	0,000
365	4,57	-0,494	4,076	37,017	-4,000	33,017	0,849	33,028	32,818	3,724	180,595
370	5,11	-0,484	4,626	41,391	-3,923	37,468	1,922	37,517	36,565	8,399	407,350
375	4,06	-0,469	3,591	32,886	-3,797	29,089	2,228	29,175	27,522	9,681	469,506
380	3,56	-0,447	3,113	28,836	-3,623	25,213	2,557	25,342	22,818	11,026	534,758
385	3,16	-0,421	2,739	25,596	-3,407	22,189	2,788	22,364	18,932	11,905	577,373
390	2,67	-0,389	2,281	21,627	-3,150	18,477	2,755	18,681	14,623	11,625	563,792
395	2,28	-0,353	1,927	18,468	-2,860	15,608	2,680	15,837	11,248	11,147	540,653
400	2,07	-0,314	1,756	16,767	-2,540	14,227	2,748	14,490	9,132	11,249	545,598
405	1,76	-0,271	1,489	14,256	-2,198	12,058	2,572	12,329	6,708	10,345	501,728
410	1,55	-0,227	1,323	12,555	-1,839	10,716	2,486	11,001	4,984	9,807	475,643
415	1,34	-0,181	1,159	10,854	-1,469	9,385	2,337	9,671	3,468	9,028	437,859
420	1,16	-0,135	1,025	9,396	-1,096	8,300	2,193	8,585	2,251	8,285	401,819
440	0,74	0,040	0,780	5,994	0,322	6,316	1,918	6,601	-0,792	6,553	317,818
460	0,52	0,173	0,693	4,212	1,401	5,613	1,704	5,866	-2,653	5,232	253,761
480	0,36	0,248	0,608	2,916	2,013	4,929	1,302	5,098	-3,592	3,617	175,432

7. По рассчитанным данным строятся графики изменения сил, в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

8. Для построения полярной диаграммы наносятся прямоугольные координаты силы Т по горизонтали и силы К по вертикали. Для принятых в расчетах величин углов поворота коленчатого вала строится полярная диаграмма силы S, то есть откладываются ее составляющие (Т - по горизонтали, К - по вертикали), получая последовательно концы вектора S. Полученные точки ₁, ₂ и т.д. последовательно в порядке углов соединяют плавной кривой.

9. Для нахождения результирующей силы R_Ш.Ш на шатунную шейку необходимо полюс О переместить по вертикали вниз на величину вектора К_R.Ш (К_R.Ш ==-5,1^.0,0485^.282,6=2,47 кН - центробежная сила действующая на шатун, постоянна по величине и направлению) и обозначить эту точку О_Ш. Затем вокруг точки О_Ш проводится окружность любого радиуса, удобнее - радиусом шатунной шейки R_Ш.Ш.min. Точка О_Ш соединяется с точками ₁, ₂ и всеми остальными через 20^о тонкими прямыми линиями, конец которых должен выходить за пределы окружности. Вектор О_Ш- для каждого угла дает и направление и значение результирующей силы (нагрузки) R_Ш.Ш.=S+K_R.Ш на шатунную шейку.

10. Для построения развертки диаграммы нагрузки R_Ш.Ш в прямоугольные координаты через точку О_Ш проводится горизонтальная линия, служащая осью углов . Углы обозначаются через выбранные 30^о в пределах 0-720^о и через эти точки проводятся вертикали. Для каждого угла ₀, ₁, ₂ и т.д. берется значение результирующей силы R_Ш.Ш с полярной диаграммы нагрузки и откладывается по вертикали, причем все значения R_Ш.Ш считаются положительными. Точки соединяются плавной кривой результирующей силы R_Ш.Ш.=S+K_R.Ш. На графике развертки обозначают точки (R_Ш.Ш)_max, (R_Ш.Ш)_min, (R_Ш.Ш)_ср.

Средняя удельная нагрузка на подшипник, отнесенная к единице площади его диаметральной проекции, определится, как:

, МПа/м,

где: - диаметр шатунной шейки;

- рабочая ширина вкладыша (принимаем).

Если переместить центр О_Ш вниз на значение силы К_R, получим результирующую силу, действующую на колено вала.

11. Пользуясь полярной диаграммой, строим диаграмму износа шейки, дающую условное представление о характере износа в предположении, что износ пропорционален усилиям, действующим на шейку, и происходит в секторе 60^о от мгновенного направления силы S.

Для этого ниже полярной диаграммы строится еще одна окружность, радиусом R_Ш.Ш.min. К внешней стороне окружности прикладываются векторы усилий, параллельные соответствующим векторам О_ш- полярной диаграммы (параллельно силам S) так, чтобы линия действия их проходила через центр.

Значение усилий R_Ш.Ш. для каждого угла берется с развернутой диаграммы нагрузки, и под углом 60^о к направлению каждого усилия в обе стороны проводятся кольцевые полоски, высота которых пропорционально этому усилию. Суммарная площадь этих полосок в итоге представляет собой условную диаграмму износа. На диаграмме износа шейки видна зона наибольших и наименьших давлений на нее. В месте наименьших давлений проводится осевая линия, где должно выводиться отверстие подвода масла к подшипнику.

12. Под графиком развернутой диаграммы нагрузки строят кривую суммарного индикаторного крутящего момента. Для этого по оси абсцисс откладывают значение угла поворота кривошипа в пределах от 0^о до 720/8=90є.

По оси ординат откладывается значение крутящего момента, равное

М_i=ТR, в масштабе _м=5 Нм/мм,

значение силы Т берется с построенного на листе 1 графика.

Предполагается, что крутящий момент в отдельных цилиндрах изменяется одинаково, лишь со сдвигом на угол =720/i. Поэтому берется участок силы Т в пределах от 0^о до (720/i)^о, значение ее умножается на радиус кривошипа и полученные значения крутящего момента откладываются на строящемся графике. Затем берется следующий равный участок силы Т и т.д. Таким образом, получается число кривых крутящего момента, равное i.

Кривая суммарного индикаторного крутящего момента многоцилиндрового двигателя на участке получается путем графического суммирования полученного числа i кривых крутящих моментов для отдельных цилиндров. Среднее значение индикаторного момента определится, как

(М_i)_ср= (F₂-F₁)/,

где F₁ и F₂ - положительная и отрицательная площади диаграммы,

(М_i)_ср=5*(31+196+192+152+96+42+10-2+8+41)/5=66,93

Ввиду того, что при построении диаграммы индикаторного крутящего момента двигателя не учитывались затраты на трение, привод вспомогательных механизмов и т.д., для получения значения действительного эффективного крутящего момента необходимо учесть величину механического КПД:

(М_е)_ср = (М_i)_срМ,

(М_е)_ср =66,935=334,65Нм.

Полученное значение среднего эффективного крутящего момента следует сопоставить с расчетным значением

(М_е)_расч. = 9554N_е/n_ном, Нм,

(М_е)_расч. = 955490/2700=318,46 Нм.

е=(334,65-318,46)*100/334,65=4,97%.

Отклонение графически полученного значения момента от его расчётного значения не превышает ±5%.

На первом листе строятся также графики перемещения, скорости и ускорения поршня.

Sп=R[(1-cosц)+л/4 (1-cos2ц)],

Wп=Rщ(sinц)+л/2sin2ц),

jп=Rщ²(cosц+лcos2ц).

Результаты расчётов сводим в таблицу.

Таблица 4.2. Данные для построения графиков перемещения, скорости и ускорения поршня

ц
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
0	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	3873,344	1142,636	5015,980
20	0,003	0,001	0,004	4,688	1,299	5,987	3639,753	875,310	4515,063
40	0,011	0,003	0,014	8,810	1,991	10,801	2967,154	198,417	3165,570
60	0,024	0,005	0,030	11,870	1,751	13,621	1936,672	-571,318	1365,354
80	0,040	0,007	0,047	13,498	0,691	14,189	672,599	-1073,727	-401,128
100	0,057	0,007	0,064	13,498	-0,691	12,806	-672,599	-1073,727	-1746,326
120	0,073	0,005	0,078	11,870	-1,751	10,119	-1936,672	-571,318	-2507,990
140	0,086	0,003	0,089	8,810	-1,991	6,819	-2967,154	198,417	-2768,737
160	0,094	0,001	0,095	4,688	-1,299	3,388	-3639,753	875,310	-2764,442
180	0,097	0,000	0,097	0,000	0,000	0,000	-3873,344	1142,636	-2730,707
200	0,094	0,001	0,095	-4,688	1,299	-3,388	-3639,753	875,310	-2764,442
220	0,086	0,003	0,089	-8,810	1,991	-6,819	-2967,154	198,417	-2768,737
240	0,073	0,005	0,078	-11,870	1,751	-10,119	-1936,672	-571,318	-2507,990
260	0,057	0,007	0,064	-13,498	0,691	-12,806	-672,599	-1073,727	-1746,326
280	0,040	0,007	0,047	-13,498	-0,691	-14,189	672,599	-1073,727	-401,128
300	0,024	0,005	0,030	-11,870	-1,751	-13,621	1936,672	-571,318	1365,354

5. Уравновешивание двигателя

После выполнения динамического расчета производится анализ уравновешенности рассматриваемого двигателя.

В нашем случае это восьмицилиндровый V-образный двигатель, с углом развала цилиндров 90°. Коленчатый вал имеет кривошипы, расположенные в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.

В этом двигателе силы инерции первого порядка взаимно уравновешиваются: =0. Суммарный момент этих сил действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 18°26

Равнодействующие сил инерции второго порядка для каждой секции двигателя всегда направлены по горизонтали перпендикулярно оси коленчатого вала. Сумма этих равнодействующих сил равна нулю:

0

Суммарный момент сил инерции второго порядка также равен нулю: . Центробежные силы инерции для всех секций равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил

Суммарный момент центробежных сил действует в той же плоскости, что и равнодействующий момент сил инерции первого порядка ,

Уравновешивание моментов и осуществляется противовесами, установленными на продолжении щек вала или путем установки двух противовесов на концах коленчатого вала в плоскости действия моментов.

Масса каждого противовеса:

6. Расчет и проектирование деталей двигателя

двигатель тепловой технологический деталь

Расчет поршня

Определяем основные размеры поршня

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического): диаметр цилиндра D=102 мм; ход поршня S=97 мм; действительное максимальное давление сгорания p_Z=5,19 МПа при n=2700 мин^-1; площадь поршня F_П=81,67 см²; наибольшую нормальную силу N=0,0027 МН при угле 385 градусов; массу поршневой группы m_П=0,56 кг; максимальную частоту вращения холостого хода n_x.x.max=3300 мин^-1; значение л=0,295.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, приведенных в таблице 7.1, принимаем: толщину днища поршня д=7 мм; высоту поршня Н=120 мм; высоту юбки поршня h_ю=70 мм; радиальную толщину кольца t=4 мм; радиальный зазор кольца в канавке поршня ?t=0,82 мм; толщину стенки головки поршня s=7,5 мм; величину верхней кольцевой перемычки h_П=4 мм; число и диаметр масляных каналов в поршне n_М=10 и d_M=2 мм.

Материал поршня - алюминиевый сплав, коэффициент линейного расширения б=2210^-6 1/К; материал гильзы цилиндра - серый чугун, линейного расширения б=1110^-6 1/К.

Определяем напряжение сжатия в сечении x-x:

, МПа.

При этом площадь сечения х-х равна

, м²,

и значения

, м²,

, МН,

, м,

мм,

мм,

м²,

МН,

МПа.

Определяем напряжение разрыва в сечении х - х:

, рад/с,

рад/с.

Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х равна

, кг,

кг.

Сила инерции возвратно-поступательных масс определится для режима максимальной частоты вращения холостого хода

, МН,

МН.

Напряжение разрыва определится, как

МПа,

МПа.

Определяем напряжения среза кольцевой перемычки:

, МПа,

МПа

Определяем напряжения изгиба кольцевой перемычки:

, МПа,

МПа.

Сложное напряжение определится

, МПа,



Определяем удельное давление поршня на стенку цилиндра:

, МПа,

МПа.

, МПа,

МПа.

Для автотракторных двигателей и

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счет установления оптимальных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расширении в верхнем сечении головки поршня ?_r? и нижнем сечении юбки ??_ю.

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров:

, мм; мм,

где , мм;, мм,

мм,

мм,

мм,

мм.

Определяем диаметральные зазоры в нагретом состоянии

, мм,

, мм,

где Т_ц=388К, Т_г=493К, Т_ю=428К при жидкостном охлаждении двигателя, Т_о=293К-начальная температура цилиндра и поршня.

-коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня;

- для чугуна

- для алюминиевых сплавов

мм,

мм.

Тепловые зазоры обеспечены

Расчет поршневого пальца

Принимаем действительное максимальное давление сгорания p_zmax=5,19 МПа, наружный диаметр пальца d_п=25 мм, внутренний диаметр пальца d_в=17,5 мм, длину пальца l_п=87 мм, длину втулки шатуна l_ш=39 мм, расстояние между торцами бобышек b=51 мм.

Назначаем материал поршневого пальца - сталь 12ХН3А, модуль упругости материала Е=2,210⁵ МПа. Палец плавающего типа.

Определяем силу, действующую на палец:

- газовую

, МН,

МН,

- инерционную

, МН,

где щ_м = рn_м/30, рад/с,

щ_м = р3300/30=382,6 рад/с,

МН,

- расчетную

, МН,

где k=0,8

МН.

Определяем удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

, МПа,

МПа.

Определяем удельное давление пальца на бобышки

, МПа,

МПа.

Определяем напряжение изгиба в среднем сечении пальца

, МПа,

,

где - отношение внутреннего диаметра к наружному,

Определяем касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна

, МПа,

.

Определяем наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

, мм,

.

Определяем напряжения овализации на внешней поверхности пальца:

в горизонтальной плоскости (ш=0^°)

, МПа,

МПа,

в вертикальной плоскости (ш=90^°)

, МПа,

МПа.

Определяем напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

наибольшее напряжение в горизонтальной плоскости (ш=0^°)

, МПа,

МПа,

в вертикальной плоскости (ш=90^°)

, МПа,

МПа.

Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости:

МПа.

Расчет поршневого кольца

Назначаем материал кольца - серый легированный чугун, модуль упругости материала Е=1,210⁵ МПа.

Определяем среднее значение давления кольца на стенку цилиндра

, МПа,

где А₀=3t, мм,

мм-разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состояниях,

МПа.

Определяем давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности

, МПа,

где м_х-переменный коэффициент, определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра. Для грушевидной формы эпюры давления кольца имеем:

Угол ш, град.	0	30	60	90	120	150	180
Коэффициент мк	1,05	1,04	1,02	1,0	1,02	1,27	1,50
Давление р, МПа	0,152	0,150	0,147	0,145	0,147	0,184	0,217

По полученным данным строим грушевидную эпюру давления кольца на стенку цилиндра (рис. 1).

Рис. 1. Эпюра сил давления кольца на стенку цилиндра

Определяем напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии

, МПа,

МПа.

Определяем напряжение изгиба при надевании кольца на поршень

где m=1,57,

МПа.

Определяем монтажный зазор в замке поршневого кольца

, мм,

где ?^'_к=0,08 мм - минимально допустимый зазор;

_к и _ц - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильцы цилиндра;

Т_к=493К, Т_ц=383К;

мм.

Расчет верхней головки шатуна

Материал шатуна сталь 40Х, втулки - бронза, модуль упругости материала шатуна Е_СТ=2,2Ч10⁵ МПа, коэффициент линейного расширения _ст=1Ч10^-5 1/К, предел прочности у=980 МПа, предел усталости при изгибе у-₁=350 МПа, предел усталости при растяжении у-_1р=300 МПа, предел текучести у_т=800 МПа; для материала втулки определяем модуль упругости Е_ВТ=1,15Ч10⁵ МПа, коэффициент линейного расширения _вт=1,8Ч10^-5 1/К.

Определяем внутренний диаметр верхней головки шатуна

d = (1,1…1,25) d_п.н, мм,

d = 1,2·25=30 мм.

Определяем радиальную толщину стенки втулки

s=1,75 мм,

Определяем наружный диаметр головки шатуна

D_гол = (1,25…1,65) d_п.н, мм,

D_гол = 40 мм.

Определяем внутренний диаметр втулки

d_ВТ=d - (1…3), мм,

d_ВТ=28 мм.

Определяем длину поршневой головки шатуна

a_ш = (0,33…0,45) D, мм,

a_ш = 40 мм.

Определяем суммарное давление на поверхности головки от запрессовки втулки и нагрева головки и втулки

, МПа,

где Д=0,04 - натяг от запрессовки втулки, мм;

Д_t = 0,044 - натяг от нагрева головки, мм;

t=110 - температура подогрева головки, град.;

=0,3 - коэффициент Пуассона.

МПа.

Определяем напряжение на наружной поверхности головки шатуна

, МПа,

МПа.

Рисунок 2. Схема верхней головки шатуна: а) для растяжения; б) для сжатия

Определяем напряжение на внутренней поверхности

, МПа,

МПа.

Определяем изгибающий момент в вертикальном сечении проушины

M₀= - P_{j п} r_ср (0,00033 ц_зад - 0,0297), Нм,

где P_{j пор. гр}= - m_{пор. гр}Rщ²(1+л) - сила инерции поршневой группы, Н;

r_ср = (D_гол + d)/4-средний радиус поршневой головки, м;

ц_зад = 120є - угол заделки, град,

r_ср = (40 + 30)/4=17,5 мм

Н,

Нм.

Определяем величину нормальной силы в этом же сечении

N₀ = - P_{j пор. гр} (0,572 - 0,0008 ц_зад), Н,

N₀ = - (-2808,94) (0,572-0,0008^. 120)=1337,06 Н.

Определяем величину нормальной силы в расчетном сечении от растягивающей силы для выбранного угла заделки ц_зад

N_{ц зад} = N₀cosц_зад - 0,5 (-P_{j пор. гр}) (sinц_зад - cosц_зад), Н,

 Н.

Определяем изгибающий момент в расчетном сечении

M_{ц зад} = М₀ + N₀r_ср(1 - cos ц_зад) + 0,5 P_{j пор. гр}r_ср(sin ц_зад - cos ц_зад), Нм,

Нм.

Определяем напряжение от растяжения в наружном слое

, МПа,

где h = (40-30)/2=5 мм - толщина стенки головки;

- коэффициент, учитывающий наличие запрессованной втулки;

F_ст = (D_гол - d_вт) a_ш - площадь сечения головки шатуна, мм²;

F_вт = (d_вт - d_п.н) a_ш - площадь сечения втулки, мм²,

мм²,

мм²,

,

МПа.

Определяем суммарную силу, сжимающую головку

P_сж = (p_z - p₀) F_пор + (- P_{j max}), Н,

 Н.

Определяем нормальную силу для нагруженного участка

N_{сж ц зад} = P_г([sin ц_зад/2 - (ц_зад /р) sin ц_зад - (1/р) cos ц_зад] + N₀/P_сж), Н,

Н.

Определяем изгибающий момент для нагруженного участка отсжимающей силы

, Нм,

где N_0сж/Р_сж=0,0030 и М_0сж/(Р_сжr_ср)=0,00110 - определяем по табл. 7.5 /1/,

Нм.

Определяем напряжения в наружном слое от сжимающей силы

, МПа,

МПа.

Определяем запас прочности

,

где у-_1р - предел выносливости материала при растяжении,

у-_1р=300МПа,

б_у = 0,12 - коэффициент, зависящий от характеристики материала;

е?_у = 0,7 - коэффициент, учитывающий влияние технологического фактора,

.

Запас прочности обеспечен.

Расчет стержня шатуна

Определяем силу инерции, растягивающую шатун при номинальной частоте вращения

P_j = - (m_пор.гр+0,275 m_ш) Rщ²(1+л), Н,

где m_ш=0,950 кг - масса шатуна,

МН.

Определяем максимальную силу давления газов, сжимающую шатун

P_г = (p_{z max} - p₀) F_пор, МН,

где p₀ = 0,1 МПа - атмосферное давление,

МН.

Определяем суммарное напряжение при сжатии с учетом продольного изгиба в плоскости качания шатуна

, МПа,

где К_х=1,15 - коэффициент, учитывающий продольный изгиб;

f_{ш. ср} - площадь шатуна в расчётном сечении,

мм²,

МПа.

Определяем суммарное напряжение при сжатии с учетом продольного изгиба в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна

где К_у=1,05 - коэффициент, учитывающий продольный изгиб шатуна автомобильного двигателя в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна,

МПа.

Определяем напряжение растяжения

у_р = P_j / f_{ш. ср}, МПа,

МПа.

Определяем амплитуду напряжения в плоскости х сечения шатуна

, МПа,

 МПа.

Определяем среднее напряжение в плоскости х сечения шатуна

, МПа,

МПа.

Определяем амплитуду напряжения в плоскости y

, МПа,

МПа.

Определяем среднее напряжение в плоскости y

, МПа,

МПа.

Определяем запас прочности шатуна в плоскости x

,

где б_у =0,12,

Определяем запас прочности шатуна в плоскости y

,

Расчет кривошипной головки шатуна

Определяем силу, отрывающую крышку нижней головки шатуна

P_j = - [(m_{пор. гр} + m_ш) (1 + л) + (m_{ш. вр} - m_кр)] Rщ², МН,

где m_ш=0,28 кг - масса шатуна, совершающая возвратно-поступательное движение;

m_{пор. гр}=0,56 кг;

m_ш.вр=0,76 кг - масса шатуна, совершающая вращательное движение;

m_кр =0,25 кг - масса отъемной крышки,

МН.

Определяем напряжения в материале крышки

, МПа, []=300МПа,

где с - расстояние между осями шатунных болтов, м, с=0,106;

Jв - момент инерции расчетного сечения вкладыша,

;

J-момент инерции расчетного сечения крышки;

м

r1 - внутренний радиус кривошипной головки,

м;

d-диаметр шатунной шейки, d =0,06 м;

t-толщина стенки вкладыша, t=0,002 м;

=длина кривошипной головки, =0,027 м;

W_из = м³ - момент сопротивления изгибу;

F_кр - площадь сечения крышки с вкладышем, м², = 0,000243

МПа.

Расчет шатунных болтов

Принимаем материал болтов сталь 40ХН, количество болтов i_б=2, номинальный диаметр болта d=10 мм, шаг резьбы t=1 мм.

Считаем, что плотность стыка обеспечивается условием P_пр > P_j,

где P_j - сила инерции, отрывающая крышку; P_j =0,062 МН;

P_пр - сила предварительной затяжки, МН.

Определяем силу предварительной затяжки

P_пр = (2 - 3) P_j / z, МН,

где z - число болтов, которыми крышка притягивается к шатуну,

МН.

Определяем величину суммарной силы, растягивающей болт

Р_б = Р_пр + чP_j / z, МН,

где =0,15 - коэффициент нагрузки,

МН.

Определяем максимальное напряжение в болте в сечении по наименьшему диаметру

, МПа,

где d_в=d-1,4t=0,014-1,4·0,001=0,0086 м,

МПа.

Определяем минимальное напряжение в этом же сечении

, МПа,

МПа.

Определяем амплитуду напряжения

, МПа,

 МПа.

Определяем среднее напряжение

, МПа,

МПа.

Определяем запас прочности болта для выбранного материала стали

,

где К_у =3 - коэффициент концентрации напряжений;

=0,17 - коэффициент, зависящий от характеристики материала;

=0,9 - коэффициент, учитывающий технологические факторы;

<...