Расчет ДВС

двигатель тепловой дизель сгорание Современные наземные виды транспорта обязаны своим развитием главным образом применению в качестве силовых установок поршневых двигателей внутреннего сгорания. Именно поршневые ДВС до настоящего времени являются основным видом силовых установок, преимущественно используемых на автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных, дорожно-транспортных и строительных машинах.

Данная работа состоит из пяти частей:

1. Характеристика двигателя.

2. Тепловой расчет и тепловой баланс двигателя.

3. Расчет кинематики и динамики двигателя.

4. Расчет основных деталей и систем двигателя.

5. Требования по обеспечению эксплуатационной безопасности и экологичности ДВС.

Расчет тепловой и динамический чаще всего выполняются для режима номинальной мощности.

1. Характеристика двигателя

Таблица 1.1. Технические данные дизеля А-01М

2. Тепловой расчет и тепловой баланс двигателя

2.1 Тепловой расчет

Топливо.

Средний элементный состав дизельного топлива:

С=0.870; Н=0.126; О=0.004;

С, Н, О — массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.

Низшая теплота сгорания топлива:

Н_u=33.91*С+125.60*Н-10.89*(О-S) — 2.51*(9*Н+W);

Н_u=33.91*0.87+125.60*0.126−10.89*0.004−2.51*9*0.126=42.44 МДж/кг.

Параметры рабочего тела.

Коэффициент избытка воздуха:

?==;

Для дизеля с неразделенными камерами и объемным смесеобразованием при номинальной мощности принимаем ?=1.50−1.70.

Количество свежего заряда:

При ?=1.5 М₁= ?? L_o=1.5*0.5=0.75 кмоль св. зар/кг топл.;

М₁-количество свежего заряда (количество горючей смеси).

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

Мco₂=C/12=0.87/12=0.0725 кмоль CO₂/кг топл.;

Мн₂о=Н/2=0.126/2=0.063 кмоль H₂O/кг топл.;

При ?=1.5

Мо₂=0.208*(?-1)*L_o;

Мо₂=0.208*(1.5−1)*0.5=0.052 кмоль O₂/кг топл.;

МN₂=0.792*?*L_o;

МN₂=0.792*1.5*0.5=0.594 кмоль N₂/кг топл.;

Общее количество продуктов сгорания:

М₂=Мco₂+ Мн₂о+ Мо₂+ МN₂;

М₂=0.0725+0.063+0.052+0.594=0.7815 кмоль пр. сг/кг топл.;

Параметры окружающей среды и остаточные газы.

Атмосферные условия:

р₀=0.1 МПа; Т₀=293К.

Давление окружающей среды для дизелей с неразделенными камерами и объемным смесеобразованием:

р_к=0.25 МПа;

Температура окружающей среды для дизелей:

Т_к=Т₀=293 К;

Температура и давление остаточных газов.

Достаточно высокое значение ?=16 дизеля снижает температуру и давление остаточных газов, а повышенная частота вращения коленчатого вала несколько увеличивает значения Т_r и р_r.

Т_r=700 К;

р_r=0.25*1.05=0.2625 МПа.

Процесс впуска.

?Т=20⁰С — величина подогрева.

Плотность заряда на впуске:

?_к=р_к*10⁶/(R_в*Т_к);

?_к=0.25*10⁶/(287*293)=2.973 кг/м³;

R_в=287 Дж/(кг?град) — удельная газовая постоянная воздуха.

Потери давления на впуске в двигателе:

?р_а=(?²+?_вп)*?²_вп*?_к*10^-6/2=2.7*70²*2.973*10^-6/2=0.019 МПа, где (?²+?_вп)=27 и ?_вп=70 м/с приняты в соответствии со скоростным режимом двигателя и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля.

Давление в конце впуска:

р_а =р_к-?р_а;

р_а=0.25−0.019=0.231 МПа;

Коэффициент остаточных газов:

?_r=*;

?_r=*=0.034;

Температура в конце впуска:

Т_а=(Т_к+?Т+?_r*Т_r)/(1+?_r);

Т_а=(293+20+0.034*700)/(1+0.034)=326 К.

Коэффициент наполнения:

?_v= Т_к*(?*р_а-р_r)/[(Т_к+?Т)*(?-1)*р_к];

?_v=293*(16*0.231−0.2625)/[(293+20)*(16−1)*0.25]=0.879;

Процесс сжатия.

При работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия приблизительно равным показателю адиабаты:

?=16, Т_а=326 К, n₁?k₁=1.368.

Давление и температура в конце сжатия:

р_с= р_а*?ⁿ¹ и Т_с= Т_а*?ⁿ¹⁻¹;

р_с=0.231*16^1.368=10.253 МПа;

Т_с=326*16^1.368−1=904 К.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) воздуха (mc_v)_to^tc=20.6+2.638*10^-3*t_c;

t_c=Т_с-273=904−273=631⁰С;

(mc_v)_to^tc=20.6+2.638*10^-3*631=22.265 кДж/(кмоль?град);

б) остаточных газов:

При ?=1.5 и t_c=631⁰С;

(mc_vⁿ)_to^tc=23.942 кДж/(кмоль?град);

в) рабочей смеси:

(mc_v¹)_to^tc=[1/(1+?_r)]*[(mc_v)_to^tc+(mc_vⁿ)_to^tc];

(mc_v¹)_to^tc=[1/(1+0.034)]*[22.265+0.034*23.942]=22.317 кДж/(кмоль?град);

Процесс сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси в дизелях:

?₀=М₂/М₁=0.7815/0.75=1.042;

коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в дизелях:

?=(?₀+?_r)/(1+?_r)=(1.042+0.034)/(1+0034)=1.041;

Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях:

Н_раб.см.=Н_u/[М₁*(1+?_r)];

Н_раб.см.=42 440/[0.75*(1+0.034)] 54 726 кДж/кмоль раб. см.;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в дизелях:

(mc_vⁿ)_to^tz=(1/М₂)*[Мco₂*(mc_vⁿco₂)_to^tz+Мн₂о?(mc_vⁿн₂о)_to^tz+Мo₂?(mc_vⁿo₂)_to^tz+ +МN₂*(mc_vⁿN₂)_to^tz]=(mc_vⁿ)_to^tz+8.315;

(mc_vⁿ)_to^tz=(1/0.7815)*[0.0725*(39.123+0.3349t_z)+0.063*(26.67+0.4438t_z)+ +0.052*(23.723+0.1550t_z)+0.594*(21.951+0.1457t_z)]=24.043+0.00187t_z;

(mc_pⁿ)_to^tz=24.043+0.00187t_z+8.135=32.358+0.00187t_z;

Коэффициент использования теплоты для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием можно принять ?_z=0.70.

Степень повышения давления в дизеле в основном зависит от величины цикловой подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше 11−12 МПа. В связи с этим целесообразно принять для дизеля ?=2.0.

Температура в конце видимого процесса сгорания:

?_z*Н_раб.см.+[(mc_v¹)_to^tc+8/315*?]*t_c+2270*(?-?)=?*(mc_pⁿ)_to^tz*t_z;

0.7*54 726+[22.317+8.315*2]*631+2270*(2−1.041)=1.041*(32.358+0.00187t_z)*t_z;

t_z=1910 К;

Т_z=t_z+273=1910+273=2183 К.

Максимальное давление сгорания для дизелей:

р_z=?*р_с;

р_z=2*10.253=20.506 МПа;

Степень предварительного расширения для дизелей:

?=?*Т_z/(?*Т_с);

?=1.041*2183/(2*904)=1.26;

Процесс расширения.

Степень последующего расширения для дизелей:

?=?/?;

?=16/1.26=12.69;

Средние показатели адиабаты и политропы расширения для дизелей:

При ?=12.69; Т_z= 2183 К и ?=1.5;

K₂=1.2695, а n₂ принимаем равным 1.260;

Давление и температура в конце расширения для дизелей:

р_b= р_z/?ⁿ²;

р_b= 20.506/12.69²=0.835 МПа;

Т_b=Т_z/?ⁿ²⁻¹=2183/12.69^1.26−1=1128 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов для дизелей:

Т_r=Т_b/;

Т_r=1128/ =1871 К.

Индикаторные параметры рабочего цикла.

Среднее индикаторное давление для дизелей:

р_i=? и р_i¹=0.92*2.6=2.39 МПа, где коэффициент полноты диаграммы принят ?_u=0.92.

Индикаторный КПД для дизелей:

?_i=р_i*l_o*?/(Н_u*?_к*?_v);

?_i=2.39*14.452*1.5/(42.44*2.973*0.879)=0.484;

Индикаторный удельный расход топлива для дизелей:

g_i=3600/(Н_u*?_i);

g_i=3600/(42/44*0/484)=175 г./(кВт*ч) Эффективные показатели двигателя:

Среднее давление механических потерь:

р_м=0.089+0.0118*?_п.ср.;

?_п.ср.=10 м/с — средняя скорость поршня.

р_м=0.089+0.0118*10=0.207 МПа.

Среднее эффективное давление и механический КПД для дизелей:

р_е=р_i-р_м;

р_е=2.39−0.207=2.183 МПа;

?_м=р_е/р_i;

?_м=2.183/2.39=0.913;

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива для дизелей:

?_е=?_i*?_м;

?_е=0.484*0.913=0.442;

g_е=3600/(Н_u*?_е);

g_е=3600/(42.44*0.442)=191 г./(кВт*ч);

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя:

V_л=30*?*N_е/(р_е*n); ?=4 — тактность двигателя;

V_л=30*4*99/(2.183*1700)=3.24 л.

N_е=99кВт-мощность двигателя, n=1700 об/мин.

Рабочий объем цилиндра:

V_h=V_л/i=3.24/6=0.54 л,

i=6-количество цилиндров.

Диаметр и ход поршня дизеля, как правило, выполняются с отношением хода поршня к диаметру цилиндра S/D?1. Однако уменьшение S/D для дизеля снижает скорость поршня и повышает ?_м. В связи с этим целесообразно принять S/D=1.

D=100*;

D=100*=88.28 мм.

Окончательно принимаем S=D=90 мм.

По окончательно принятым значениям S и D определяются основные параметры и показатели двигателя.

V_л=?*D²*S*i/(4*10⁶);

V_л=3.14*90²*90*6/(4*10⁶)=3.43 л.

F_п=?*D²/4;

F_п=3.14*90²/4=63.585 см²;

?_п.ср=S*n/(3*10⁴);

?_п.ср=90*1700/(3*10⁴)=5.1 м/с;

N_e=p_e*V_л*n/(30*?);

N_e=2.183*3.43*1700/(30*4)=106.4 кВт;

М_е=3*10⁴*N_e/(?*n);

М_е=3*10⁴*106.4/(3.14*1700)=597 Н*м;

G_т=N_e*g_е;

G_т=106.4*0.191=20.32 кг/ч;

N_л=N_e/V_л;

N_л=106.4/3.43=31.02 кВт/дм³.

Построение индикаторной диаграммы дизеля А-01М:

Масштаб хода поршня — М_s=1.5 мм в мм;

Масштаб давлений — М_р=0.08 МПа в мм.

Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:

АВ=S/М_s=90/1.5=60 мм.

ОА=АВ/(?-1)=60/(16−1)=4 мм.

Максимальная высота диаграммы (точки z¹ и z) и положение точки z по оси абсцисс:

р_z/М_р=20.506/0.08=256.3 мм;

z¹z=ОА*(?-1)=4*(1.26−1)=1 мм.

Ординаты характерных точек:

р_о/М_р=0.1/0.08=1.25 мм;

р_к/М_р=0.25/0.08=3.1 мм;

р_r/М_р=0.2625/0.08=3.281 мм;

р_а/М_р=0.231/0.08=2.887 мм;

р_с/М_р=10.253/0.08=128.16 мм;

р_b/М_р=0.835/0.08=10.44 мм.

Построение политроп сжатия и расширения проводится аналитическим методом:

а) для луча ОС принимаем угол ?=15⁰;

б) tg ?₁=(1+tg?)ⁿ¹-1=(1+tg15⁰)^1.368-1=0.3836; ?₁=20⁰98¹;

в) используя лучи ОД и ОС, строим политропу сжатия, начиная с точки с;

г) tg ?₂=(1+tg?)ⁿ²-1=(1+tg15⁰)^1.26 -1=0.3486; ?₂=19⁰21¹;

д) используя лучи ОЕ и ОС, строим политропу расширения, начиная с точки z.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

р_i¹=F¹*М_р/АВ=1254*0.08/60=1.63 Мпа.

F¹ — площадь диаграммы асz¹zba.

Скругление индикаторной диаграммы.

Учитывая достаточную быстроходность рассчитываемого дизеля, ориентировочно устанавливаются фазы газораспределения:

впуск — начало (точка r¹) за 20⁰ до в.м.т.

и окончание (точка а¹¹)-50⁰ после н.м.т.;

впуск — начало (точка b¹) за 50⁰ до н.м.т.

и окончание (точка а¹)-20⁰ после в.м.т.

С учетом быстроходности дизеля принимается угол опережения впрыска 30⁰ (точка с¹) и продолжительность периода задержки воспламенения ??₁=18⁰ (точка f).

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения впрыска определяется положение точек b¹, r¹, a¹, a¹¹, c¹ и f по формуле для перемещения поршня:

АХ=(АВ/2)*[(1-cos?)+(?/4)*(1-cos2?)];

где? — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, равна 0.24.

Результаты расчета ординат точек b¹, r¹, a¹, a¹¹, c¹ и f занесены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1.

Положение точки с¹¹ определяют из выражения:

р_с¹¹=(1.15?1.25)*р_с=1.15*10.253=15.379 МПа;

р_с¹¹/М_р=15.379/0.08=192.24 мм.

Точка z_д лежит на линии ориентировочно вблизи точки z.

Нарастание давления от точки с¹¹ до z_д составляет 20.506−15.379=5.127 МПа или 5.127/10=0.513 МПа/град п.к.в., где 10-положение точки z_д по оси абсцисс, град.

Соединяя плавными кривыми точки rca¹, c¹cf и c¹¹ и далее с z_д и кривой расширения b¹cb¹¹ (точка b¹¹ располагается между точками b и а) и далее cr¹ и r, получаем скругленную индикаторную диаграмму ra¹ac¹fc¹¹z_дb¹b¹¹r.

Рисунок 2.1 — Индикаторная диаграмма дизеля А-01М

2.2 Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом для дизелей:

Q_o=H_u*G_т/3.6 $

Q_o=42 440*20.32/3.6=237 664 Дж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с, для дизелей:

Q_е=1000*N_е=1000*106.4=106 400 Дж/с.

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, для дизелей:

Q_в=С*i*D^1+2m *n^m *(1/?);

с=0.45-коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей.

m=0.5-показатель степени для четырехтактных двигателей.

Q_в=0.45*6*9^1+2*0.5 *1700^0.5 *(1/1.5)=6041 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработавшими газами:

Q_r=(G_т/3.6)*[M₂*(mc_p¹¹)_t0^tr *t_r-M₁*(mc_p)_to^tk *t_k];

где (mc_p¹¹)_t0^tr =(mc_v¹)_to^tr+8.315;

(mc_p¹¹)_t0^tr =23.129, при ?=1.5 и t_r=700−273=427⁰С.

(mc_p¹¹)_t0^tr =23.129+8.315=31.444 кДж/(кмоль*град);

(mc_p)_to^tk =(mc_v)_to^tк+8.315;

(mc_p)_to^tk =20.775, при t_k=Т_к-273=293−273=20⁰С.

(mc_p)_to^tk =20.775+8.315=29.09 кДж/(кмоль*град);

Q_r=(20.32/3.6)*[0.7815*23.129*427−0.75*20.775*20]=41 477 Дж/с.

Неучтенные потери теплоты:

Q_ост=Q_o — (Q_e+Q_в+Q_r);

Q_ост=237 664 — (106 400+6041+41 477)=83 746 Дж/с.

Составляющие теплового баланса представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2.

3. Расчет кинематики и динамики двигателя

3.1 Расчет кинематики двигателя

Длина шатуна L_Ш:

L_Ш=R/?= 65/0,24=270 мм Перемещение поршня.

Изменение хода поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_S=2 мм в мм и M_?=2⁰ в мм через каждые 30⁰.

Поправка Брикса:

R?/(2M_S)=65*0,24/(2*2)=3,9 мм Угловая скорость вращения коленчатого вала:

?=?n/30=3,14*1700/30=178 рад/с.

Скорость поршня.

Изменение скорости поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_V=0,4 м/с в мм:

?R/M_V=178*0,065/0,4=28,9 мм;

?R?/(M_V2)=178*0,065*0,240/(0,4*2)=3,5 мм;

±V_{П max}??Rv1+?²=178*0,065*v1+0,24²=11,9 м/с.

Ускорение поршня.

Изменение ускорения поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_j=100 м/с² в мм:

?²R/M_j=178²*0,065/100=20,6 мм;

?²R?/M_j=178²*0,065*0,240/100=4,9 мм;

j_max= ?²R (1+?)=178²*0,065 (1+0,24)=2553 м/с²;

j_min= -?²R (?+1/8?)=178²*0,065 (0,24+1/8*0,24)=1566 м/с².

Значения S_X, V_п и j в зависимости от ?, полученные на основании построенных графиков, заносят в таблицу 3.1.

Таблица 3.1

При j=0, V_п=±11,9 м/с, а точки перегиба S соответствуют повороту кривошипа на 76⁰ и 284⁰.

Рисунок 3.1 — Зависимости пути, скорости и ускорения поршня дизеля от угла поворота кривошипа

3.2 Расчет динамики двигателя

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма.

По таблице (1, таблица 8.1, стр. 166) с учетом диаметра цилиндра, отношения S/D, V-образного расположения цилиндров и достаточно высокого значения p_z устанавливаются:

масса поршневой группы (для поршня из алюминевого сплава m¹_п=300 кг/м²)

m_п=m¹_пF_п=300*0,0132=3,96 кг масса шатуна (m¹_ш=400 кг/м²)

m_ш=m¹_шF_п=400*0,0132=5,28 кг масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для стального кованного вала m¹_k=400 кг/м²)

m_k=m¹_kF_П=400*0,0132=5,28 кг масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

m_ш. п.=0,275m_ш=0,275*5,28=1,45 кг масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

m_ш. к.=0,725m_ш=0,725*5,28=3,83 кг массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

m_j=m_п+m_ш. п.=3,96+1,45=5,41 кг массы, совершающие вращательное движение:

m_R?=m_k+2m_ш. к.=5,28+2*3,83=12,94 кг Полные и удельные силы инерции.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс определяют по кривой ускорений (см. рис. 3.1 и табл. 3.1):

полные силы

P_j= - jm_j*10^-3= - j*5,41*10^-3 кH;

удельные силы

p_j=P_j/F_п= P_j*10^-3/0,0132 МПа.

Значения p_j заносят в таблицу 3.2.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна одного цилиндра К_Rш= - m_ш. к.R?²*10^-3= -3,83*0,065*178²*10^-3= -7,88 кH.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа

К_Rк= - m_кR?²*10^-3= -5,28*0,065*178²*10^-3= -10,87 кH.

Центробежная сила инерции вращающихся масс, действующая на кривошип К_R?= К_Rк+2 К_Rш= -10,87+2*(-7,88)= -26,63кH.

Таблица 3.2.

Рисунок 3.2 — Зависимость р и? р_г от угла поворота кривошипа

Удельные суммарные силы.

Удельная суммарная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца (рис. 3.2 и табл. 3.2):

р=?р_г+р_j.

Удельные силы р_N, p_S, p_K и p_T определяют аналитическим методом. Расчет этих сил для различных? сводят в таблицу 3.3.

Графики изменения удельных сил р_N, p_S, p_K и p_T в зависимости от? представлены на рис. 3.3, где М_Р=0,08МПа в мм и М_?=3⁰ в мм.

Среднее значение удельной тангенциальной силы за цикл:

По данным теплового расчета

P_Tср=2р_i/(??)=2*1,3478/(3,14*4)=0,215МПа.

Крутящие моменты.

Крутящий момент одного цилиндра

Mкр.ц.=TR=T*0,065 kH*м.

Изменение крутящего момента цилиндра в зависимости от? выражает кривая р_Т (рис. 3.3 и табл. 3.3), но в масштабе М_М=М_рF_пR=0,08*0,0132*0,065*10³=0,6 864 kH*м в мм, Период изменения крутящего момента четырехтактного дизеля с равными интервалами между вспышками

?=720/i=720/6=120⁰.

Таблица 3.3.

Рисунок 3.3 — Графики изменения удельных сил р_N, p_S, p_K и p_T

Таблица 3.4.

Суммирование значений крутящих моментов всех восьми цилиндров двигателя производится табличным методом (табл. 3.4) через каждый 10⁰ угла поворота коленчатого вала. По полученным данным строят кривую М_кр (рис. 3.4) в масштабе М_м=25Н*м в мм и М_?=1⁰ в мм.

Рисунок 3.4 — Суммарный крутящий момент дизеля Уравновешивание.

Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя полностью уравновешены: ?К_R=0.

Суммарный момент центробежных сил действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 18⁰26', величина его

?М_R=v10 (m_k+2m_ш.к.) R?²a.

Силы инерции первого порядка взаимно уравновешены: ?R_j1=0.

Суммарный момент сил инерции первого порядка действует в той же плоскости, где и равнодействующий момент центробежных сил, величина его

?М_j1=v10m_j R?²a.

Силы инерции второго порядка и их моменты полностью уравновешены: ?R_j2=0; ?М_j2=0.

Уравновешивание моментов? М_j1 и? М_R осуществляется установкой двух противовесов на концах коленчатого вала в плоскости действия моментов, т. е. под углом 18⁰26'.

Суммарные моменты? М_j1 и? М_R действуют в одной плоскости поэтому

?М_j1 и? М_R=аR?²v10 (m_j+m_k+2m_ш. к.).

Масса каждого противовеса определяется из условия равенства моментов

m_пр???²b=?М_j1 и? М_R.

Расстояние центра тяжести общего противовеса от оси коленчатого вала принимаем ?=125 мм.

Расстояние между центрами тяжести общих противовесов — b=720 мм.

Расстояние между центрами шатунных шеек — а=160 мм.

Масса общего противовеса

m_пр=аRv10 (m_j+m_k+2m_ш. к.)/(?b)=

=160*65*v10 (5,41+5,28+2*3,83)/(125*720)=6,7 кг

4. Расчет основных деталей и систем двигателя

двигатель тепловой дизель сгорание

4.1 Расчет кривошипной головки шатуна дизеля

Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеет:

Радиус кривошипа R=0.065 м;

Масса поршневой группы m_п=3.96 кг;

Масса шатунной группы m_ш=5.28 кг;

?_x.x.max=178 рад/с; ?=0.24;

Диаметр шатунной шейки

d_ш. ш.=0.6*130=78 мм;

Толщина стенки вкладыша t_В=3.12 мм;

Расстояние между шатунными болтами С_?=1.3*78=101.4 мм;

Длина кривошипной головки

l_к=0.45*78=35 мм; m_кр=0.2*5.28=1.056 кг;

Максимальная сила энергии:

P_jp=-?_x.x.max*R*[(m_n+m_ш. п.)*(1+?)+(m_ш.к-m_кр)]*10^-6;

P_jp=-178²*0.065*[(3.96+1.45_.)*(1+0.24)+(3.83−1.056)]*10^-6=-0.0195 МН;

Момент сопротивления моментного сечения:

W_из=l_к(0.5С_?-r₁)²/6;

r₁=0.5 (d_ш. ш.+2t_B)=0.5 (78+2*3.12)=42.12 мм — внутренний радиус кривошипной головки шатуна.

W_из=35 (0.5*101.4−42.12)²*10^-6/6=4.3*10^-7м³;

Момент инерции вкладыша и крышки:

l_В=l_кt_B

l_В=35*(3/12)³*10^-12=35*30.4*10^-12=1064*10^-12м⁴;

J=l_к*(0.5С_?-r₁)³;

J=35*(0.5*101.4−42.12)³*10^-12=22 120*10^-12м⁴.

Напряжение изгиба крышки и вкладыша:

?_из= P_jp + ];

F_r=l_к*0.5 (С_?-d_ш. ш.)=0.5*35*(101.4−78)*10^-6=409.5*10^-6=0.409 м²;

?_из= 0.0195* + ]=100 МПа.

4.2 Расчет стержня шатуна дизеля

Из динамического расчета имеем:

Р_сж=Р_г+Р_j;

Р_j=-j*5.41*10^-3кН=2553*5.41*10^-3=13.8 кН, при ?=360⁰.

Р_r=91.5 кН, Р_сж=13.8+91.5=105.3кН=0.1053 МН.

Р_р=Р_г+Р_j=-21.14 кН=-0.2 114 МН при ?=0.

Длина шатуна L_ш=270 мм;

h_ш=22 мм;

b_ш=24 мм;

a_ш=7 мм;

t_ш=7 мм.

Из расчета кривошипной головки:

d=26 мм;

d₁=61 мм.

Характеристика материала шатуна — сталь 40Х.

Площадь и моменты инерции расчетного сечения В-В:

F_ср=h_ш*b_ш — (b_ш — a_ш)*(h_ш-2*t_ш);

F_ср=22*24 — (24−7)*(22−2*7)=392 мм²=39.2*10^-5 м²;

J_x=[b_ш-*h_ш³ — (b_ш — a_ш)*(h_ш-2*t_ш)³]/12;

J_x=[24*22³ — (24−7)*(22−2*7)³]/12=20 570 мм⁴=20.5*10^-9 м⁴;

J_y=[h_ш*b_ш³ — (h_ш-2*t_ш)*(b_ш — a_ш)³]/12;

J_y=[22*24³ — (22−2*7)*(24−7)³]/12=22 068 мм⁴=22.07*10^-9 м⁴.

Максимальные напряжения от сжимающей силы:

а) в плоскости качания шатуна:

?_{max x}=K_x*P_сж/F_ср;

где K_x=1+?_е/(?²*?_ш)*L_ш²/J_x*F_ср; ?_е=?_в;

?_е=?_в=750 МПа — для стали Х40; предел упругости материала шатуна.

?_ш=2.2*10⁵ МПа — модель упругости стального шатуна.

K_x=1+750/(3.14²*2.2*10⁵)*270²/20 570*392=1.4;

?_{max x}=1.4*0.1053/(39.2*10^-5)=376 МПа.

б) в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

?_{max y}=K_y*P_сж/F_ср;

где K_y=1+?_е/(?²*?_ш)*L₁²/(4*J_y)*F_ср;

L₁=L_ш — (d+d₁)/2=270 — (26+61)/2=226.5 мм.

K_y=1+750/(3.14²*2.2*10⁵)*226.5²/(4*22 068)*392=1.08;

?_{max y}=1.08*0.1053/(39.2*10^-5)=290 МПа.

Минимальное напряжение от растягивающей силы:

?_min=P_p/F_ср=0.2 114/(39.2*10^-5)=-54 МПа.

Средние напряжения и амплитуды цикла:

?_{m x}=(?_{max x}+ ?_min)/2=(376−54)/2=161 МПа.

?_{m y}=(?_{max у}+ ?_min)/2=(290−54)/2=118 МПа.

?_{а x}=(?_{max x} — ?_min)/2=(376+54)/2=215 МПа.

?_{а y}=(?_{max у} — ?_min)/2=(290+54)/2=172 МПа.

?_{ак x}=?_ax*k_?/(?_м*?_п);

где k_?=1.2+1.8*10-⁴*(?_в-400)=1.2+1.8*10-⁴*(750−400)=1.26.

?_м=0.89 (максимальный размер сечения стержня шатуна 22 мм).

?_п=1.26.

?_{ак x}=215*1.26/(0.89*1.26) 242 МПа.

?_{ак у}=?_aу*k_?/(?_м*?_п)=172*1.26/(0.89*1.26)=193 МПа.

Так как =242/161>=0.328 и =193/118=1.6, то запасы прочности в сечении В-В определяются по пределу усталости:

n_?x=?_-1p/(?_{ак x}+?_?*?_{m x});

n_?x=300/(242+0.17*161)=1.11;

n_?y=?_-1p/(?_{ак y}+?_?*?_{m y});

n_?y=300/(193+0.17*118)=1.4.

4.3 Расчет центрифуги

Произвести расчет двухсопловой неполнопоточной центрифуги с гидрореактивным приводом для дизеля.

Циркуляционный расход масла в системе определяется по формуле:

V_ц=Q_м/(?_м*с_м*?Т_м), в м³/с;

Q_м=(0.015−0.030)*Q_о;

Q_м=(0.015−0.030)*237 664=3565 кДж/с;

?_м-плотность масла=900 кг/м³;

с_м=2.094-средняя теплоемкость масла, кДж/(кг*К);

?Т_м=10−15 — температура нагрева масла в двигателе, К.

V_ц=3565/(900*2.094*10)=0.189 м³/с.

Неполнопоточной центрифуги принимается равной 20%.

Производительность центрифуги:

V_р.ц.=0.2*V_ц=0.2*0.189=0.0378 м³/с.

Плотность масла ?_м=900 кг/м³;

Коэффициент сжатия струи масла ?=1.0;

Диаметр сопла центрифуги d_с=2 мм=0.002 м.

Площадь отверстия сопла:

F_с=?* d_с²/4;

F_с=3.14*0.002²/43.14*10^-6 м².

Расстояние от оси сопла до оси ротора R=40 мм=0.04 м.

Момент сопротивления в начале вращения ротора а=1*10^-3 Н*м.

Скорость нарастания момента сопротивления b=6*10^-6 (Н*м)/мин^-1.

Частота вращения ротора центрифуги в минуту:

n=;

n==1300 мин^-1;

Радиус оси ротора r_о=8 мм=0.008 м.

Коэффициент расхода масла через сопло ?=0.82.

Коэффициент гидравлических потерь ?=0.15.

Давление масла перед центрифугой:

?₁=?_м*[];

?₁=900*[]=

=0.32 МПа.

5. Требования по обеспечению эксплуатационной безопасности и экологичности ДВС

Правила техники безопасности при эксплуатации дизеля:

1. К работе на машине с дизелем допускаются лица, знающие устройство, правила эксплуатации дизеля, прошедшие инструктаж по технике безопасности и имеющие документ на право эксплуатации этой машины.

2. Перед началом работы осмотреть дизель, убедиться в его исправности и только после этого приступать к его пуску.

3. Не разрешается:

— допускать посторонних лиц к работающему дизелю;

— оставлять работающий дизель без присмотра;

— смазывать, ремонтировать и регулировать механизмы на работающем дизеле;

— открывать пробку горловины радиатора неостывшего дизеля.

В случае такой необходимости открывайте пробку в рукавицах, приняв меры предосторожности против ожога;

— подогревать дизель открытым пламенем;

— запускать дизель и выполнять работы при наличии течи масла, топлива и охлаждающей жидкости;

— наматывать шнур на руку при ручном пуске пускового двигателя.

Правила техники безопасности при техническом обслуживании и ремонте.

1. Не допускается:

— пользоваться открытым огнем, курить при проверке уровня топлива, масла и при заправке ими дизеля;

— засасывать ртом бензин, дизельное топливо или антифриз при заправке или переливании их с помощью шланга;

— гасить водой воспламенившееся горюче-смазочные материалы.

Гасить пламя необходимо с помощью огнетушителя, песком, землей и войлоком;

— мыть бензином руки и чистить одежду.

2. Рекомендуется:

— избегать попадания паров и брызг антифриза на лицо и руки при заправке им системы охлаждения;

— после работы с антифризом тщательно вымыть руки тепловой водой с мылом.

3. Промывку деталей керосином, бензином или дизельным топливом производите в специально отведенных местах с соблюдением правил пожарной безопасности.

4. Промасленный обтирочный материал храните в закрытых металлических ящиках.

5. Во время ремонта дизеля при работе с грузоподъемным устройством соблюдайте следующие правила:

— проверьте состояние грузоподъемного устройства и опробуйте его, проверьте состояние грузоподъемного приспособления и грузового канала;

— перед подъемом дизеля удалите с него инструмент и другие незакрепленные предметы;

— зачаливание производите за грузовые кронштейны.

6. При разборке и сборке дизеля соблюдайте следующие правила:

— применяйте только исправный инструмент;

— применяйте гаечные ключи соответствующего размера.

Не допускается применять прокладки между зевом ключа и гранями гаек;

— при подтягивании крепежных деталей остерегайтесь расположенных вблизи деталей с острыми углами и кромками. Движение руки с ключом должно быть направлено к себе.

Заключение

В ходе данной курсовой работы были проведены тепловой расчет тепловой баланс двигателя, расчет кинематики и динамики двигателя и расчет основных деталей и систем двигателя А-01М. На основании этих расчетов были построены диаграммы и графики, характеризующие работу данного двигателя и действующих на шатунно-поршневую группу сил и моментов при номинальном режиме работы. Была дана сравнительная характеристика технических параметров двигателя и параметров, полученных в результате проведенных расчетов.

1. Автомобильные двигатели. /Архангельский С. А. Вухарт М.М., Воинов А. Н. и др. Под ред. М. С. Ховаха — Изд: Машиностроение, 1977. — 590 с.

2. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. /Вихерт М.М., Доброгаев Р. П., Лихов М. И. и др. Под ред. Степанова Ю. А. — М.: Машиностроение, 1964. — 546 с.

3. Расчет автомобильных и тракторных двигателей./ A. И. Колчин, В. П. Демидов. — М.: Высш. Шк., 2002. — 496 с.: ил.

4. Автомобильные и тракторные двигатели /Ленин И.М., Попык К. Г., Малашкин О. М. и др. Под ред. И. М. Ленина М.: Высшая школа, 1969,-653 с.

5. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей /Вырубов Д.П., Иващенко Н. А., Ивин В. И. и др. Под ред. А. С. Орлина и М. Г. Круглова М.: Машиностроение, 1983, — 372 с.