Расчет систем и механизмов ДВС

Министерство образования и науки Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия (СибАДИ)»

Кафедра «Тепловые двигатели и автотракторное электрооборудование»

Курсовая работа по дисциплине

«Динамика двигателей внутреннего сгорания»

На тему: «Расчет систем и механизмов ДВС»

Выполнил: студент группы ДВС-10А1 Литвинов П.В.

Омск — 2013

Введение

Современный надежный, долговечный и экономичный двигатель внутреннего сгорания не может быть создан без правильного кинематического и динамического расчетов, выполненных с учетом действительных величин и характера изменения сил, нагружающих детали кривошипношатунного механизма (КШМ).

Кинематика (греч. движение) — раздел механики, в котором изучаются геометрические свойства механического движения тел без учета действующих на них сил. Основной задачей кинематического расчета является определение положения звеньев, траекторий, скоростей и ускорений отдельных точек механизмов.

Динамика (греч. сильный) — раздел механики, в котором рассматриваются закономерности движения тел под действием приложенных к ним сил.

Динамика ДВС — раздел механики, в котором изучается движение деталей кривошипно-шатунного механизма под действием давления газа и сил инерции. Она исследует способы уменьшения нагрузок, возникающих при движении деталей КШМ; режимы их движения; уравновешивание инерционных сил; количество потребляемой энергии и КПД механизмов; способы обеспечения заданного движения деталей.

Надежность, долговечность и экономичность современных двигателей внутреннего сгорания зависит также от выбранной схемы кривошипношатунного механизма (КШМ), равномерности хода, уравновешенности, а также величины крутильных колебаний коленчатых валов. Для равномерного вращения коленчатого вала и снижения крутильных колебаний машины применяют маховик. Крутящий момент на валу двигателя изменяется по величине и направлению в зависимости от угла поворота вала двигателя. Маховик при избыточной работе крутящего момента, увеличивая скорость вращающихся масс, накапливает энергию, при недостатке работы — отдает. Таким образом, стабилизируется среднее значение крутящего момента на валу двигателя и обеспечивается равномерность хода.

Приведена методика расчетного и экспериментального определения момента инерции маховика и колена вала, дан пример расчета маховика. Величины моментов инерции маховика и колена необходимы для расчета коленчатого вала на крутильные колебания.

Особое значение в расчетах ДВС имеет практическое применение векторных диаграмм, которые позволяют определить величину и направление силы, действующей на шейку или подшипник коленчатого вала. На основе векторных диаграмм базируются расчеты основных размеров коленчатого вала, подшипников скольжения, строятся диаграммы износа шейки и подшипника.

1. Описание двигателя-прототипа На автомобилях установлены четырехцилиндровые четырехтактные карбюраторные двигатели различного объема цилиндров, с рядным расположением цилиндров и с распределительным валом, размещенным на головке цилиндров. Двигатель специально спроектирован для поперечного расположения на переднеприводном автомобиле. Поэтому его компоновка и основные размеры выбраны такими, чтобы он вместе с коробкой передач мог разместиться поперек между брызговиками передних колес.

Три унифицированных двигателя рабочим объемом 1100, 1300 и 1500 см³ образуются сочетанием трех различающихся по высоте и диаметру цилиндров блоков, двух головок цилиндров с различными по диаметру впускными каналами, а также двух поршней, отличающихся по диаметру (76 и 82), и двух коленчатых валов с радиусами кривошипов, соответствующих ходам поршня 60,6 и 71 мм.

В сборе с коробкой передач и сцеплением двигатель образует единый жесткий узел — силовой агрегат. Он установлен на автомобиле на трех эластичных опорах. Они воспринимают как массу силового агрегата, так и нагрузки, возникающие при трогании автомобиля с места, разгоне и торможении. Эластичные опоры поглощаю" вибрации работающего двигателя и не передают их на кузов, благодаря чему уменьшается шум в салоне автомобиля. С другой стороны, эластичные опоры защищают силовой агрегат от резких ударов при движении, автомобиля по неровностям дороги.

На автомобиле принята трехточечная схема крепления силового агрегата, состоящая из передней, задней и левой опор. Передняя и левая опоры имеют одинаковое устройство и состоят из наружной стальной обоймы и внутренней алюминиевой втулки, между которыми находится привулканизированная к ним резина.

Задняя опора крепится болтами снизу к днищу кузова. Она состоит из наружной стальной арматуры и внутренней алюминиевой втулки также разделенных резиной. Кронштейн задней подвески — стальной, кованый, крепится на коробке передач болтами, соединяющими картер сцепления с картером коробки передач.

Блок цилиндров. Все цилиндры двигателя объединены вместе с верхней частью картера в один общий узел — блок цилиндров, отлитый из специального высокопрочного чугуна. При такой компоновке обеспечивается прочность конструкции, жесткость, компактность и уменьшается масса двигателя. Протоки для охлаждающей жидкости сделаны по всей высоте блока цилиндров, что улучшает охлаждение поршней и поршневых колец и уменьшает деформации блока цилиндров от неравномерного нагрева.

Цилиндры блока по диаметру подразделяются на пять классов через 0,01 мм, обозначаемых буквами А, В, С, D, Е :

Класс цилиндра указан на нижней плоскости блока против каждого цилиндра. Цилиндр и сопрягающийся с ним поршень должны быть одного класса. При ремонте цилиндры могут быть расточены и отхонингованы под увеличенный диаметр поршней на 0,4 и 0,8 мм.

В нижней части блока цилиндров расположены пять опор коренных подшипников коленчатого вала с тонкостенными сталеалюминиевыми вкладышами. Верхние и нижние вкладыши среднего (3-го) коренного подшипника без канавки на внутренней поверхности. У остальных опор верхние вкладыши с канавкой на внутренней поверхности, а нижние — без канавки. До 1988 г. нижние вкладыши этих подшипников тоже были с канавками.

Подшипники имеют съемные крышки 2, которые крепятся к блоку цилиндров самоконтрящимися болтами. Отверстия под подшипники коленчатого вала в блоке цилиндров обрабатываются в сборе с крышками, что обеспечивает высокую точность, правильную геометрическую форму отверстий и их соосность. Поэтому крышки подшипников невзаимозаменяемы и для различия имеют на наружной поверхности риски.

В средней опоре имеются гнезда для установки упорных полуколец 12, удерживающих коленчатый вал от осевых перемещений. С задней стороны от средней опоры ставится металлокерамическое полукольцо (желтого цвета), а с передней стороны — сталеалюминевое.

Величина осевого зазора коленчатого вала должна быть 0,06−0,026 мм. Если зазор превышает максимально допустимый (0,35 мм), необходимо заменить полукольца ремонтными, увеличенными на 0,127 мм. Следует иметь в виду, что канавки, находящиеся на одной стороне полуколец, должны быть обращены к упорным поверхностям коленчатого вала.

Снизу блок цилиндров закрывается стальным штампованным картером 37. Картер имеет перегородку для успокоения масла. Между масляными картером и блоком цилиндров установлена прокладка из пробкорезиновой смеси.

К заднему торцу блока цилиндров крепится картер сцепления. Точное расположение картера относительно блока цилиндров и соосность коленчатого вала и первичного вала коробки передач обеспечивается двумя центрирующими втулками, запрессованными в блок цилиндров.

Головка цилиндров 27 общая для четырех цилиндров, отлита из алюминиевого сплава, имеет камеры сгорания клиновидной формы. В головку запрессованы направляющие втулки клапанов и седла, изготовленные из чугуна. Седла, предварительно охлажденные в жидком азоте, вставлены в гнезда нагретой головки цилиндров. Благодаря этому обеспечивается надежная и прочная посадка седел в головке.

Между головкой и блоком цилиндров установлена специальная безусадочная прокладка на металлическом каркасе. Головка центрируется на блоке цилиндров двумя втулками и крепится к нему десятью болтами.

Для равномерного обжатия всей поверхности прокладки головки блока, для обеспечения надежного уплотнения и исключения в последующем подтяжки болтов при техническом обслуживании автомобиля болты крепления головки цилиндров затягиваются равномерно без рывков в четыре приема и в строго определенной последовательности:

прием — затягивают болты моментом 2 кг-см;

прием — затягивают болты моментом 7,08−8,74 кг-см;

прием — доворачивают болты на 90°;

прием — снова доворачивают болты на 90°.

В верхней части головки цилиндров расположены пять опор под шейки распределительного вала 17. Опоры выполнены разъемными. Верхняя половина находится в корпусах подшипников 16 и 21 (переднем и заднем), а нижняя — в головке цилиндров. Установочные втулки корпусов подшипников распределительного вала размещены у шпилек крепления корпусов. Отверстия в опорах обрабатываются в сборе с корпусами подшипников, поэтому они невзаимозаменяемы, и головку цилиндров можно заменять только в сборе с корпусами подшипников.

На поверхности головки цилиндров, сопрягающиеся с корпусами подшипников, в зоне крайних опор распределительного вала наносят герметик типа КЛТ-75ТМ. Устанавливают корпуса подшипников и затягивают гайки их крепления в два приема:

1-й прием — предварительно затягивают гайки в последовательности, указанной на листе 7, до прилегания поверхностей корпусов подшипников к головке цилиндров, следя за тем, чтобы установочные втулки корпусов свободно вошли в свои гнезда;

2-й прием — окончательно затягивают гайки моментом 2,2 кг/см в той же последовательности.

Фазы газораспределения. За один рабочий цикл в цилиндре двигателя происходит четыре такта — впуск горючей смеси, сжатие, рабочий ход и выпуск отработавших газов. Эти такты осуществляются за два оборота коленчатого вала, т. е. каждый такт происходит за полоборота (180°) коленчатого вала.

Впускной клапан начинает открываться с опережением, т. е. до подхода поршня к верхней мертвой точке (ВМТ) на расстояние, соответствующее 33° поворота коленчатого вала до ВМТ. Это необходимо для того, чтобы клапан был полностью открытым, когда поршень пойдет вниз, и через полностью открытое впускное отверстие поступило по возможности больше свежей горючей смеси.

Впускной клапан закрывается с запаздыванием, т. е. после прохождения поршнями нижней мертвой точки (НМТ) на расстоянии, соответствующем 79' поворота коленчатого вала после НМТ. Вследствие инерционного напора струи всасываемой горючей смеси она продолжает поступать в цилиндр, когда поршень уже начал движение вверх, и тем самым обеспечивается лучшее наполнение цилиндра. Таким образом, впуск практически происходит за время поворота коленчатого вала на 292'.

Выпускной клапан начинает открываться еще до полного окончания рабочего хода, до подхода поршня к НМТ на расстояние, соответствующее 47″ поворота коленчатого вала до НМТ. В этот момент давление в цилиндре еще довольно велико, и газы начинают интенсивно истекать из цилиндра, в результате чего их давление и температура быстро падают. Это значительно уменьшает работу двигателя во время выпуска и предохраняет двигатель от перегрева.

Выпуск продолжается и после прохождения поршнем ВМТ, т. е. когда коленчатый вал повернется на 17″ после ВМТ. Таким образом, продолжительность выпуска составляет 244'.

Из диаграммы фаз видно, что существует такой момент (50' поворота коленчатого вала около ВМТ), когда открыты одновременно оба клапана — впускной и выпускной. Такое положение называется перекрытием клапанов. Из-за малого промежутка времени перекрытие клапанов не приводит к проникновению отработавших газов во впускной трубопровод, а наоборот, инерция потока отработавших газов вызывает подсос горючей смеси в цилиндр и тем самым улучшает его наполнение. Описанные фазы газораспределения имеют место при зазоре, А между кулачком распределительного вала и толкателем клапана на холодном двигателе.

Чтобы обеспечить согласование моментов открытия и закрытия клапанов с углами поворота коленчатого вала (т. е. обеспечить правильную установку фаз газораспределения), на деталях двигателя имеются метки: 7 — на задней крышке зубчатого ремня; 8 — на шкиве распределительного вала; 10 и 11 — на передней крышке зубчатого ремня; 12 — на шкиве привода генератора; 13 — на крышке масляного насоса; 14 — на зубчатом шкиве коленчатого вала.

Если фазы газораспределения установлены правильно, то при положении поршня первого цилиндра в ВМТ в конце такта сжатия метка 7 на задней крышке зубчатого ремня должна совпадать с меткой 8 на шкиве распределительного вала, а метка 14 на зубчатом шкиве коленчатого вала — с меткой 13 на крышке масляного насоса.

Когда полость привода распределительного вала закрыта передней крышкой, то положение коленчатого вала можно определить по меткам на шкиве привода генератора и передней крышке зубчатого ремня. При положении поршня четвертого цилиндра в ВМТ метка 12 на шкиве должна совпадать с меткой 11 на крышке привода распределительного вала. Кроме того, можно пользоваться меткой 20 на маховике и шкалой 19 в люке картера сцепления. Одно деление шкалы соответствует повороту коленчатого вала на Г. При совпадении меток регулируются натяжение ремня и зазоры, А в клапанном механизме.

Порядок работы двигателя. Для плавной работы многоцилиндрового двигателя и уменьшения неравномерных нагрузок на коленчатый вал рабочие процессы в различных цилиндрах должны происходить в определенной последовательности (порядке). Порядок работы цилиндров двигателя зависит от расположения шеек коленчатого вала и кулачков распределительного вала и у двигателей семейства 2108 составляет 1−3-4−2.

Когда в первом цилиндре поршень движется вниз в диапазоне от 0° до 180° поворота, происходит сгорание и расширение газов. Во время расширения газы совершают полезную работу, поэтому этот такт называют рабочим ходом. Третий цилиндр отстает от первого на 180°, и в нем поршень движется вверх, осуществляя сжатие рабочей смеси. В четвертом цилиндре, отстающем от первого на 360°, а от третьего на 180°, поршень движется вниз, и происходит впуск горючей смеси. И, наконец, во втором цилиндре, отстающем по циклу рабочего процесса на 540' от первого цилиндра, в это время поршень движется вверх, и происходит выпуск отработавших газов. Аналогично в диапазоне от 180' до 360° поворота первой шатунной шейки рабочий ход происходит в третьем цилиндре, сжатие — в четвертом, впуск — во втором и выпуск в первом и т. д.

2. Тепловой расчёт двигателя Исходные данные Эффективная мощность N_e = 70 кВт;

Частота вращения коленчатого вала n_N = 5300 мин-1;

Низшая теплотворная способность топлива Н_u = 44 мДж/кг;

Молекулярная масса mт = 115;

Состав:

С = 0,855;

Н = 0,145;

От = 0;

Степень сжатия = 10;

Коэффициент избытка воздуха на номинальном режиме _N = 0,96.

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания К=0,5

2.1 Определение параметров рабочего тела Теоретическое количество воздуха необходимое для сгорания 1 кг топлива

L₀=1/(12•0,209)(C+3•(H-Oт/8))=1/(12•0,209)(0,855+3(0,145+0/8))=0,51 435 кмоль.

Действительный расход воздуха

L = _N •L₀ = 0,96 •0,514 = 0,494 кмоль.

Количество свежего заряда

М₁ = L + 1/m_т = 0,463 + 1/115 = 0,502 кмоль.

Количество компонентов, входящих в состав продуктов сгорания, получаемых в результате сгорания 1 кг топлива:

М_СО = 0,418•L₀ • (1)/(1 + K)=0,418 • 0,514 • (1 0,9)/(1 + 0,5) =0,573 кмоль.

M_CO2 = C/12 M_CO = 0,855/12 — 0,0143= = 0,6 551 667 кмоль.

M_H2=K*M_CO=0,45*0,0148= 0,287 кмоль

M_H2O = H/2 M_H2 = 0,145/2 0,287 = 0,0658 кмоль.

M_N2 = 0,791• • L₀ = 0,791• 0,96 • 0,514 = 0,39 058 кмоль.

Суммарное количество продуктов сгорания

M₂=M_CO+M_CO2+M_H2+M_H2O+M_N2=0,573+0,0655+0,286+0,0696+0,3906 = 0,53 433 кмоль.

Химический коэффициент молекулярного изменения

b'=M₂/M₁=0,53 433/0,502= 1,6 339

2.2 Процесс впуска Параметры окружающей среды: P₀ = 0,1 МПа, Т₀ = 293 К, Rв = 287

Плотность воздуха, поступающего в двигатель,

₀ = P₀•10⁶/(R_B•T₀) = 0,1•10⁶/(287•293) = 1,189 кг/м³.

Среднюю скорость поршня принимаем C_N = 15,0 м/с.

Ход поршня

S_p = 30•C_N/n_N = 30•15/5300 = 0,0850 м.

Отношение площади поршня к проходному сечению впускного клапана

F_n/f_кп = 3,9.

Максимальная скорость свежего заряда

W_ВП = 0,5 433•S_п•n_N•F_п/f_КП = 0,5 433 • 0,0850 • 5300 • 3,9 = 95 м/с.

Сопротивление впускной системы (² +) = 2,8.

Давление в цилиндре в конце впуска Р_а= Р₀ (² +) • W_ВП² • ₀/2 •10⁶ = 0,12,8•95²• 1,189/2•10⁶ = 0,0850 МПа.

Давление остаточных газов при номинальной мощности

P_rN = 0,118 МПа.

Температуру остаточных газов принимаем Т_rN = 1060 К.

Степень подогрева свежего заряда Т_N = 8⁰ С.

Коэффициент дозарядки _N = 1,1.

Коэффициент остаточных газов

.

Температура рабочего тела в конце наполнения

К.

Коэффициент наполнения

2.3 Процесс сжатия Принимаем температуру t_с = 489⁰ С.

Теплоемкость свежего заряда в конце сжатия

(mc_v)'_c=21,475 + 0,306•(t_c t_c1) = 21,475 + 0,306 • (489 — 400) = 21,75 кДж/кмоль.

Теплоемкость свежего заряда в начале сжатия

(mc_v)'_a = 20,759 + 0,0008• t_a = 20,759 + 0,0008 • 69,02 = 20,80 867 092 кДж/кмоль.

Показатель адиабаты сжатия Показатель политропы сжатия

n₁ = K₁ 0,02 = 1,380 — 0,02 = 1,360.

Расчетная температура рабочего тела в конце сжатия

T_c = T_a • ⁿ¹⁻¹ = 355,1 • 10,0 ^{1,360 — 1} = 767,5738 К.

Теплоёмкость остаточных газов при указанных температурах

(mcv)400c=23,586+0,2(23,712−23,586) = 23,6112

(mcv)500c=24,014+0,2(24,150−24,014) = 24,0412

(mcv)489c=23,611+0,89(24,041−23,611) = 23,9939

Теплоёмкость рабочей смеси

(mcv)'ct0=(1/(1+г))*(((mcv)'c+г (mcv)489c))=21,835 874

Ошибка в выборе температуры

%

Давление в конце сжатия

P_c = P_a• ⁿ¹ = 0,0850 • 10,0 ^1,360 = 1,947 МПа.

2.4 Процесс сгорания Коэффициент использования теплоты принимаем _N = 0,91.

Потери за счет недогорания топлива

H_u = 114 • (1) • L₀ = 114 • (1 0,96) • 0,5 143 541 = 2,34 545 МДж.

Внутренняя энергия свежего заряда в точке С

U'_c = 8,591 + 0,2 299 • (t_c 400) = 8,591 + 0,2 299 • (489 — 400) = 10,63 711 МДж.

Внутренняя энергия продуктов сгорания при = 0,7

U"_1c = 9,1123 + 0,2 459 • (t_c 400) = 9,1123 + 0,2 459 • (489 — 400) = 11,301 МДж.

Внутренняя энергия с учетом принятого коэффициента избытка воздуха

A'_c = U"_1c/U"_c1 = 11,301/9,1123= 1,240 .

U"_c = U"_1c + A_c^1,25 • [1,69 • (0,7) 0,9565 • (0,7)^1,65] = 11,30 + 1,240^1,25 • [1,69 • (0,96 — 0,7) 0,9565 • (0,96 — 0,7)] = 11,55 039 899 МДж.

Действительный коэффициент молекулярного изменения Внутренняя энергия рабочего тела в точке Z

МДж.

Принимаем температуру рабочего тела t_z1 = 2300⁰ С.

С учетом принятого коэффициента избытка воздуха

B = 16 • (0,7) 9,075 • (0,7)^1,65 = 3,177.

⁰ С.

Давление рабочего тела в конце сгорания

P_z = • P_c• T_z/T_c = 1,061 • 1,947 • 2921,893 532/767,57 384 = 7,861 021 773 МПа.

Степень повышения давления

= P_z/P_c = 7,861/1,947 = 4,038.

3.5 Процесс расширения и выпуска Теплоемкость рабочего тела при = 0,7

(mc_v)"_1z = (mc_v)"_z1 + (mc_v)"_z • (t_z t_z1)= 28,109 + 0,3 172 • (2648,894 — 2300) = 29,22 кДж/кмоль.

A_z = (mc_v)"_1z/(mc_v)"_z1 = 29,22/28,11 = 1,039.

B_z = 6,75 • (0,7) 3,95 • (0,7)^1,75 = 6,75 • (0,96 — 0,7) — 3,95 • (0,96 — 0,7)^1,75 = 1,3 810 613.

(mc_v)"_z = (mc_v)"_1z + A^1,1 • B_z = 29,22 + 1,039^1,1 • 1,3 810 613 = 30,6 566 289 кДж/кмоль.

Принимаем температуру рабочего тела в конце расширения t_b= 1450⁰ С.

Теплоемкость рабочего тела при = 0,7 для точки В

(mc_v)"_1b = (mc_v)"_b1 + (mc_v)"_b • (t_b-t_b1) = 26,1738 + 0,2 664 • (1450 — 1400) = 26,31 кДж/кмоль.

Теплоемкость рабочего тела в точке В с учетом выбранного коэффициента избытка воздуха

A_b = (mc_v)"_1b/(mc_v)"_b1 = 26,31/26,1738 = 1,509.

B = 6 • (0,7)-3,516 • (0,7)^1,75 = 6 • (0,96 — 0,7) — 3,516 • (0,96 — 0,7)^1,75 = 1,2 271 472.

(mc_v)"_b = (mc_v)"_1b + A_b^1,7 • B = 26,31 + 1,50 891^1,7 • 1,2 271 472 = 27,54 478 263 кДж/кмоль.

Показатель адиабаты расширения Показатель политропы расширения принимаем равным показателю адиабаты К₂ = n₂.

Расчетная температура рабочего тела в конце расширения Т_b = T_z/ⁿ²⁻¹ = 1675 К.

Ошибка в выборе температуры составит

%.

Давление рабочего тела в конце расширения

P_b = P_z/ⁿ² = 7,358/10^1,242 = 0,450 719 206 МПа.

Проверка правильности выбора температуры остаточных газов

К Ошибка составит

%

2.6 Показатели работы цикла Среднее теоретическое индикаторное давление Принимаем коэффициент скругления индикаторной диаграммы =0,96, коэффициент полноты насосных потерь = 0,7.

Действительное среднее индикаторное давление

P_i=•P'_i — (P_r P_a)=0,96•1,204 — 0,7 • (0,118 — 0,0850) = 1,13 276 675 МПа.

Индикаторный удельный расход топлива

г/кВт•ч.

Индикаторный КПД Давление механических потерь

P_М = 0,039 + 0,0132 • C_N = 0,039 + 0,0132 • 15 = 0,2372 МПа.

Эффективное давление Р_е = P_i — P_М = 1,133 — 0,2372 = 0,8955 МПа.

Механический КПД

_М = P_e/P_i = 0,8955/1,133 = 0,790 583 543.

Эффективный удельный расход топлива

g_e = g_i/_М = 233/0.790 583 543 = 294,7 386 408 г/кВт•ч.

Эффективный КПД

_e = _i • _М= 0,35 113 • 0,790 583 543 = 0,277 595 709.

Индикаторная мощность двигателя

N_i = N_e/_М = 70/0,790 583 543 = 88,54 219 223 кВт.

Диаметр цилиндра

D_ц = дм.

Принимаем D_ц = 82 мм.

Литраж двигателя

iV_h = • D²_ц • S_n • i/4 = 3,14 • 0,814 297 854² • 0,8500 • 4/4 = 1,769 763 л.

Рабочий объём одного цилиндра:

V=IVh/i=0,442 441

Расчетная мощность двигателя

N_e = кВт.

Крутящий момент

M_e = 3 • 10⁴ • N_e/(• n_N) = 3 •10⁴ • 70/(3,14 • 5300) = 126,1 867 564 Н•м.

Часовой расход топлива

G_t = g_e • N_e/1000 = 294,7 • 70/1000 = 20,631 705кг/ч.

2.7 Тепловой баланс двигателя Общее количество теплоты, выделившееся при сгорании топлива за один час

Q = G_t • H_u = 20,63 • 44 = 907,7 950 136 МДж/ч.

Теплота эквивалентная эффективной мощности

Q_e = 3,6 • N_e = 3,6 • 70 = 252 МДж/ч.

q_e = Q_e • 100/Q = 252 • 100/907,7 950 136 = 27,759 571%.

Теплота эквивалентная механическим потерям

Q_М = 3,6 • (N_i N_e) = 3,6 • (88,5 — 70) = 66,751 892 МДж/ч.

q_М = Q_М • 100/Q = 66,751 892 • 100/907,7 950 136 = 7,4%.

Температура отработавших газов

t_r = T_r 273 = 1072 — 273 = 799,2 040 462 ⁰С.

Температура окружающей среды

t₀ = T₀ — 273 = 293 — 273 = 20⁰ С.

Изохорная теплоемкость рабочего тела при = 0,7 для точки r

(mc_v)"_1r = (mc_v)"_r1 + (mc_v)"_r • (t_r t_r1) = 23,8859 + 0,367 • (799,204 — 700) = 24,249 979 кДж/кмоль.

Изохорная теплоемкость рабочего тела в точке r с учетом выбранного коэффициента избытка воздуха

A = (mc_v)"_1r/(mc_v)"_r1 = 24,249 979/23,8859 = 1,15 242 417.

B = 4,956 • (0,7) — 2,906 • (0,7)^1,75 = 4,956 • (0,96 0,7) 2,906 • (0,96 0,7)^1,75 = 0,95 345.

(mc_v)"_r = (mc_v)"_1r + A^2,9 • B = 24,249 979 + 1,15 242 417^2,9 • 0,95 345 = 25,24 618 728 кДж/кмоль.

Изобарная теплоемкость продуктов сгорания

(mc_p)"_r = (mc_v)"_r + 8,315 = 25,24 618 728 + 8,315 = 33,561 кДж/кмоль.

Изохорная теплоемкость свежего заряда поступающая в цилиндры двигателя при температуре t₀

(mc_v)'_a = 20,759 + 0,0008 • t₀ = 20,759 + 0,0008 • 2 0 = 20,775 кДж/кмоль.

Изобарная теплоемкость свежего заряда

(mc_p)'₀ = (mc_v)'₀ + 8,315 = 20,775 + 8,315 = 29,09 кДж/кмоль.

Теплота, унесенная с отработавшими газами

Q_ог = G_т • L • [• (mc_p)"_rt_r (mc_p) • t₀]/1000] = 20,6317 • 0,463 • [1,077 • 33,561 • 799,204 29,09 •• 20]/1000 = 288,3654 МДж/ч.

q_ог = Q_or • 100/Q = 288,3654 • 100/907,7 950 136 = 31,765 477%.

Теплота, потерянная за счет неполноты сгорания топлива

Q_нс = H_u • G_t = 2,34 545 • 20,63 170 486 = 48,39 073 МДж/ч.

q_нс = Q_нс • 100/Q = 48,39 • 100/907,795 = 5,3%.

Теплота, унесенная с охлаждающей жидкостью

Q_w = c • i • D_ц^1+2m • n^m • (H_u H_u)/(• H_u) = 0,35 • 4 • 0,82^1+2•0,63 • 5300^0,63 • (44 — 2,34 545):(0,96 • 44) = 230,4 717 511 МДж/ч.

q_w = Q_w • 100/Q = 230,5 • 100/907,7 950 136 = 25,388 083%.

Неучтенные потери

Q_s = Q — (Q_e + Q_М + Q_ог + Q_нс + Q_w) = 907,7 950 136- (252 + 66,75 189 + 288,3 654 183 ++ 48,39 073+ 230,472) = 21,82 МДж/ч

q_s = Q_s • 100/Q = 21,82• 100/907,7 950 136 = 2%.

3. Определения пути, скорости и ускорения поршня Расчёт кинематики кривошипно-шатунного механизма сводится к определению пути, скорости и ускорения поршня. При этом принимается, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью щ (в действительности за счёт постоянно изменяющихся газовых нагрузок на поршень и деформации коленчатого вала щ? const). Это допущение позволяет рассматривать все кинематические величины в виде функциональной зависимости от угла поворота коленчатого вала ц, который при щ = const пропорционален времени. [1]

1. Путь поршня, определяется выражением:

(3.1)

где R — радиус кривошипа, м;

л — отношение радиуса кривошипа к длине шатуна,

(3.2)

где L_ш — длина шатуна, м.

Скорость поршня, определяется выражением

(3.3)

где угловая скорость:

Ускорение поршня, определяется выражением:

(3.4)

Табл. 3.1 Результаты кинематического расчета

Рис. 3.1. Кривая перемещения поршня.

Рис. 3.2. Кривая скорости поршня.

Рис. 3.3. Кривая ускорения поршня

4. Динамический расчёт двигателя Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ, а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, центробежные силы, давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (силы тяжести в динамическом расчете обычно не учитывают).

Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу, силами трения и опорами двигателя.

В течение каждого рабочего цикла (720° для четырехи 360° для двухтактного двигателя) силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 10— 30°. Результаты динамического расчета сводят в таблицы.

4.1 Определение сил инерции от масс КШМ движущихся поступательно Расчеты Р_J и масс деталей ведутся в пункте 4.2.

Центробежная сила инерции от вращающихся масс нижней части шатуна определяется по формуле

где — масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа, кг. Центробежную силу инерции от вращающихся масс кривошипа определим по формуле где — масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов, кг. Центробежная сила инерции вращающихся масс, действующая на кривошип, равна сумме центробежных сил инерции:

4.2 Построение индикаторной диаграммы в координатах P-V И P-ц Давление газов в цилиндре P_г принимаются из теплового расчёта и приведены в таблице 4.1

Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс Р_J = m`_пост?R?щ²?(cosц+лcos2ц) (4.1)

где m`_пост — масса поступательных частей, отнесённая к площади поршня, кг/м².

m`_пост = m_пост / F_п (4.2)

m_пост — масса поступательных частей, кг.

m_пост = m_п + 1/3m_шт (4.3)

m_п — масса поршня, = 0,60 кг,

m_шт — масса шатуна, = 0,924 кг,

R — радиус кривошипа, = м, щ — угловая скорость вращения коленчатого вала, = 544,7 рад/с.

F_п — площадь поршня, = 0,0054 м²_.

Р_J = 440?0,065?188,4?(cosц+лcos2ц), МПа Расчёт Р_J проводится аналитически через каждые 10⁰ угла поворота коленчатого вала.

Значения Р_J занесены в таблицу 4.1

Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил возвратно-поступательно движущихся масс:

Р_? = Р_г + Р_J (4.4)

Табл. 4.1 Результаты динамического расчета

Рис. 4.1. Индикаторная диаграмма в координатах P-V

Рис. 4.2. Индикаторная диаграмма в координатах P — ц Рис. 4.3. Схема сил в кривошипно-шатунном механизме.

4.3 Построение диаграммы сил, действующих в КШМ (N, S, K и T)

Векторные диаграммы позволяют определить величину и направление силы, действующей при каждом положении кривошипа на его шейку или подшипник. Векторные диаграммы дают представление о нагруженности шейки или подшипника, позволяют найти менее нагруженную часть, где выбирают место сверления каналов для подвода масла. Кроме того, при помощи векторных диаграмм производят расчёт подшипников скольжения, строят диаграммы износа шейки и подшипника.

Сила N, действующая перпендикулярно от оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:

N = P_??tgв (4.5)

Нормальная сила N считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала направлен противоположно направлению вращения вала двигателя.

Числовые значения суммарной силы P_? приведены в таблице 4.1

Значения угла tgв принимаются из таблицы 4.2.

Сила S, действующая вдоль шатуна, воздействует на него и далее передаётся кривошипу. Она считается положительной, если сжимает шатун, и отрицательной, если его растягивает:

S = P_??(1/cosв) (4.6)

Значения 1/cosв принимаются из таблицы 4.2.

От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:

сила, направленная по радиусу кривошипа:

K = P_??cos (ц+в)/cosв (4.7)

Значения угла cos (ц+в)/cosв принимаются из таблицы 4.2.

и тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа:

T = P_??sin (ц+в)/ cosв (4.8)

Значения угла sin (ц+в)/ cosв принимаются из таблицы 4.2.

Сила К считается положительной, если она сжимает щёки колена.

Сила Т принимается положительной, если направление создаваемого ею момента совпадает с направлением вращения коленчатого вала.

Числовые значения тригонометрических функций, входящих в уравнения (4.5) — (4.8), для различных ц приведены в таблице 4.3. По данным, полученным в результате решения этих уравнений, строят кривые изменения полных сил N, S, K и Т (рис. 4.4).

Табл. 4.2 Тригонометрические функции от угла ц

Табл. 4.3 Результаты сил N, K, S и T

Рис. 4.4. Построение сил N, S, K и Т по углу поворота кривошипа

4.4 Построение графика набегающего момента и расчёта маховика Основное назначение маховика — обеспечение равномерности хода двигателя и создания необходимых условий для трогания машины с места. 3]

Для автомобильных двигателей, работающих обычно с большой недогрузкой, характерен облегченный разгон машины и поэтому их маховики имеют минимальные размеры.

В тракторных двигателях кинематическая энергия маховика должна обеспечить трогание машины с места и преодоление кратковременных перегрузок. Поэтому маховики тракторных двигателей по сравнению с автомобильными, имеют большую массу и размеры.

Расчет маховика сводится к определению момента инерции маховика J_М, основных его размеров, массы и максимальной окружной скорости.

Показателем, характеризующим изменение скорости вращения коленчатого вала за цикл, является коэффициент неравномерности хода

(4.9)

где щ_МАХ, щ_MIN — максимальная и минимальная угловая скорость вращения коленчатого вала за цикл;

— средняя угловая скорость за цикл, с^-1;

десь n — частота вращения коленчатого вала, мин^-1.

Для автомобильных двигателей д=0,01±0,02.

Задаваясь значением д, можно приближенно найти момент инерции маховика. Для этого вначале определяют момент инерции всех движущихся масс двигателя относительно оси вала по формуле:

(4.10)

где L_ИЗБ — наибольшая избыточная работа суммарного крутящего момента, Н? м.

Принимаем д=0,01.

Для определения L_ИЗБ многоцилиндрового двигателя строят график набегающего крутящего момента (М_КР). Для этого нам необходимо знать изменение удельной касательной силы Т (Н/м²) или, (Н?м). В зависимости от угла поворота коленчатого вала ц. Следует напомнить, что F_n — площадь поршня, R — радиус кривошипа.

На рис. 4.5 показано изменение удельной силы Т в зависимости от ц. График построен по данным теплового расчета и расчета удельных сил, действующим на КШМ.

Рис. 4.5. График изменения удельной тангенциальной силы в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

На рис. 4.6. в качестве примера показана схема коленчатого вала 4-х цилиндрового двигателя с кривошипами под углом, равным 180^о.

Рис. 4.6. Схема коленчатого вала.

Через вал от первого, второго, третьего, четвертого цилиндров и к маховику, от которого производится отбор мощности, передается крутящий момент.

Для определения набегающего крутящего момента на каждой коренной шейке и особенно на последней, необходимо знать начальные фазы в каждом отдельном цилиндре. Положение поршня первого цилиндра будем считать в ВМТ, соответствующее началу такта впуска. Начальную фазу примем равной б=0. Начальная фаза і-го цилиндра, определяющая какой такт или некая часть такта, протекает в данном цилиндре, может быть определена по схеме работы цилиндров или по формуле:

(4.11)

где z — число цилиндров;

m — порядковый номер вспышки;

г — интервал между вспышками.

Для 4-хтактного двигателя г=720^о/z;

Для определения набегающего крутящего момента на промежуточные коренные шейки и суммарного крутящего момента на шейку 4−0 составляют таблицу 4.4, в которую в соответствии с начальными фазами для каждого цилиндра вписывают значение Т.

Табл. 4.4 Значение силы Т на различных коренных шейках.

Складывая алгебраические значения Т, МПа получим значение набегающего момента на каждой коренной шейке. Последнее необходимо для оценки наиболее нагруженной шейки.

рис. 4.7. график изменения Т₄₋₀

На рис. 4.7 показан график изменения Т₄₋₀. Периодичность изменения графика служит для контроля правильности выполнения расчетов.

. (4.12)

Далее определяется величина максимальной избыточной площади F_изб.max, м², на участке l, м, выше линии Т_{4−0 ср}. Затем определяется наибольшая избыточная работа:

(4.13)

где µ - масштаб площади суммарной диаграммы крутящего момента, .

(4.14)

здесь — масштаб, показывающий сколько радиан содержится в абсциссе длиной в 1 м;

µ_М — масштаб, показывающий сколько Н· м содержит ордината длиной в 1 м (µ_М = 2 ?10⁷);

R — радиус кривошипа, м;

D — диаметр цилиндра, м.

F_изб = 4,8?10^-4 м²

. (4.15)

Момент инерции маховика, его масса и средний радиус связаны выражением:

. (4.16)

Для приближенных расчетов можно принять

(4.17)

где S — ход поршня, м.

Величина D_СР зависит от габаритных размеров двигателя, размеров муфты сцепления, стартерного венца. Определив D_СР, находят массу маховика.

Принимая D_СР=0,4 м, определим массу маховика

(4.18)

Рис. 4.8 Маховик двигателя

На рис. 4.8 показан маховик двигателя. По условиям прочности внешний диаметр маховика D_М должен быть выбран с учетом обеспечения допустимых окружных скоростей.

Окружная скорость на внешнем обходе маховика

. (4.19)

м/с

Окружная скорость не превышает допустимых значений.

4.5 Векторные диаграммы сил, действующие на шатунную шейки и расчёт подшипника

Для построения векторной диаграммы проводим оси координат. Вертикальная ось (ось цилиндра) является осью сил К. Направление оси вниз примем за положительное. Горизонтальная ось является осью сил Т. Её направление вправо принимаем за положительное.

Для каждого положения кривошипа, начиная от ц = 0 и до конца цикла, берём из таблицы динамического расчёта двигателя значения сил Т и К, откладывая их на осях в выбранном масштабе с учётом знака. Из концов векторов проводим перпендикуляры. Каждую точку пересечения этих перпендикуляров отмечаем соответствующим углом поворота кривошипа. Полученные точки являются концами векторов, представляющих по величине и направлению равнодействующие силы для каждого угла поворота кривошипа. [2]

Для учёта влияния К_Rш переносим начало координат по оси вниз на величину, вычисленную по формуле:

(4.20)

где т₂ — масса вращательно движущейся части шатуна, кг;

R — радиус кривошипа, м;

— угловая скорость вращения коленчатого вала, с^-1 ;

n — частота вращения коленчатого вала двигателя, мин^-1;

F_п — площадь поршня, м²;

м_р — масштаб удельных сил.

Следует помнить, что в динамических расчётах для удобства все действующие силы в КШМ относят" к единице площади поршня. Данный подход обоснован тем, что давление газов в цилиндре двигателя имеет величину ньютон, деленный на метр в квадрате (Н/м²). При этом силы инерции должны иметь такую же единицу величины. Масштаб м_р зависит от выбранного размера векторной диаграммы. Например, удельная сила в 1 МПа (1?1О⁶ Н/м²) может соответствовать 20…40 мм.

Векторы, соединяющие новое начало координат с точками на векторной диаграмме, выражают по величине и направлению силы, действующие на шейку для каждого угла поворота кривошипа. Сила приложена к поверхности шейки в точке пересечения окружности шейки с линией действия вектора (точка входа).

В менее нагруженной на основе конструкторских и технологических соображений сверлится канал для подвода масла к подшипнику. Диаметр отверстия следует выбирать в зависимости от диаметра шейки:

. (4.21)

Рис. 4.9. Векторная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку.

После построения векторной диаграммы сил, действующих на кривошипную шейку коленчатого вала, строят векторную диаграмму сил, действующих на кривошипный подшипник шатуна.

4.6 Расчёт подшипников скольжения

Большинство современных подшипников скольжения (вкладышей) выполнены из стали и антифрикционного сплава. Толщина стальной ленты 0,9…3 мм, антифрикционного слоя 0,25…0,7 мм. Антифрикционный материал выбирают с учётом значения максимальных q_max, средних q_cp, удельных давлений на подшипник и окружной скорости скольжения х:

(4.22)

где d и l — диаметр и длина подшипника, м.

Рис. 4.10. Развернутая диаграмма сил, действующих на шатунную шейку.

(4.23)

(4.24)

Для определения d и l необходимо знать длину и диаметр шатунной шейки.

Для карбюраторных двигателей:

d_шш=(0,55 — 0,7)· D; (4.25)

l_шш=(0,45 — 1)· d_шш. (4.26)

где D — диметр цилиндра, м.

После расчетов мы определили: d_шш = 49 мм, l_шш=22,5 мм, для шатунных шеек q_max=17, q_ср=7, для коренных шеек q_max=12, q_ср=4.

Диаметр подшипника равен диаметру шейки. Рабочая длина подшипника может быть равна длине шейки или меньше, если имеется канавка в подшипнике.

Антифрикционный сплав для подшипников скольжения при q_max=17 МПа и V=4 МПа, принимаем «Баббит БВ-83».

Расчёт подшипников заключается в определении минимального зазора между валом и подшипником, при котором сохраняется надёжное жидкостное трение. Расчёт производится для режима максимальной мощности.

Минимальный слой смазки в подшипнике h_min, мм, по гидродинамической теории смазки определяется по формуле:

(4.27)

где м — динамическая вязкость масла, Па-с;

п — частота вращения коленчатого вала, мин^-1;

dдиаметр шейки, мм;

q_cp — среднее удельное давление на опорную поверхность подшипника, МПа;

относительный зазор;

с — длина опорной поверхности подшипника, мм.

Динамическая вязкость масла зависит от его сорта, температуры и приведена в табл. 4.5.

Табл. 4.5 Динамическая вязкость моторных масел

Динамическая вязкость определяется по формуле

(4.28)

где v — кинематическая вязкость, например для масла М6Г, равна 6?10^-6 м²/с;

р — плотность, кг/м³.

При выборе значения вязкости масла следует учитывать, что средняя температура слоя в подшипнике, залитом баббитом, находится в пределах 90… 100 °C, а залитых свинцовой бронзой 110 °C.

Диаметральный зазор для шеек диаметром 50−100 мм находится в пределах:

1) залитых баббитом:

Д =(0,5…0,7)10^-3б; (4.29)

2) залитых свинцовистой бронзой:

Д =(0,7…1)10^-3б; (4.30)

В табл. 4.6 приведены значения диаметральных зазоров Д, мм, шатунных и коренных подшипников.