Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Тепловой расчет

Тепловой расчёт является первым этапом проектирования двигателя внутреннего сгорания. Он выполняется на основании исходных данных для проектирования и завершается проектированием индикаторной диаграммы рабочего цикла.

В основе теплового расчёта лежит метод Гриневецкого - Газинга, который состоит в определении параметров рабочего тела в характерных точках индикаторной диаграммы рабочего цикла ДВС и последующего определения технико-экономических показателей, а также основных размеров двигателя.

1.1 Топливо для ДВС. В настоящее время наиболее распространённым видом топлива для ДВС являются продукты переработки нефти

Основными химическими элементами, входящими в состав топлива нефтяного происхождения, являются углерод и водород.

Для дизельных двигателей, согласно ГОСТ 305-82, в зависимости от условий эксплуатации применяют дизельное топливо трёх марок:

Л (летнее) -для эксплуатации при температуре окружающего воздуха 00 С и выше,

З (зимнее) -для эксплуатации при температуре окружающего воздуха минус 200 С и выше,

А (арктическое) -для эксплуатации при температуре окружающего воздуха минус 500 С.

По содержанию серы дизельные топлива подразделяются на две группы:

I -массовая доля серы не более 0,2%,

II -массовая доля серы не более 0,5% (для топлива марки А не более 0,4 %).

Одной из основных характеристик дизельного топлива является цетановое число (Ц.Ч.), которое характеризует склонность топлива к самовоспламенению. Достаточно мягкая работа быстроходных дизелей обеспечивается при цетановых числах не ниже 45. При уменьшении цетанового числа возрастает период задержки воспламенения и, как следствие, работа двигателя становится жёсткой. При повышении цетанового числа выше 55 снижается полнота сгорания топлива.

При проектировании ДВС учитывают только низшую теплоту сгорания топлива. Поэтому при курсовом проектировании низшую теплоту сгорания топлива, Qн МДж/кг, вычисляют по формуле Д. И. Менделеева ([1], с.41):

(2.1)

где rw = 2,512 МДж/кг - удельная теплота парообразования воды при давлении окружающей среды 101,2 КПа;

С, Н, О, S - массовые доли химических элементов, содержащихся в 1 кг. топлива, приведённые в таблице 2.1.

W = 0 - влагосодержание в топливе.

Таблица 2.1 - Химический состав дизельного топлива

Принимается: С = 0,85; H = 0,13; O = 0,003; S = 0,002

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.1) получено:



1.2 Определение необходимого количества воздуха для сгорания одного килограмма топлива

Теоретически необходимое количество воздуха l0, достаточное для полного сгорания 1 кг. топлива, рассчитываемое по стехиометрическим отношениям, определяется формулой ([1], с.48):

(2.2)

где С, Н, О -массовое содержание элементов в топливе,

0,231 -массовое содержание кислорода в воздухе.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.2) получено:

При делении l0 на среднюю молекулярную массу воздуха теоретически необходимое количество воздуха, Lо кмоль/кг, определяется по формуле ([1], с.48):

(2.3)

Действительное количество воздуха, подаваемого в цилиндр, может быть больше или меньше теоретически необходимого. Отношение количества действительно подаваемого в цилиндр воздуха к стехиометрическому (теоретически необходимому) называется коэффициентом избытка воздуха -б. Коэффициент избытка воздуха принимаем исходя из того, что расчёт производится для режима максимальной мощности двигателя.

б для современных дизельных двигателей с наддувом лежит в пределах 1,4…1,8 ([1], с.49):

(2.4)

где шп = 1,05…1,1 - коэффициент продувки.

Принимается б??= 1,6; шп = 1,05.

(2.5)

Чем совершеннее процессы смесеобразования и сгорания в двигателе, тем меньше разница между теоретическим и действительным количествами воздуха.

Объем и масса горючей смеси в цилиндре на 1 кг топлива, М1 кмоль/кг, определяется по формуле ([1], с.51):

 (2.6)

(2.7)

1.3 Определение количества и состава продуктов сгорания

Сгорание в дизелях происходит при? б >1 на всех режимах работы. При этом продукты сгорания состоят из следующих компонентов: углекислого газа (СОn), водяного пара (Н2О), свободного азота (N2) и избыточного кислорода. Количество газов, образующихся при сгорании 1 кг топлива, в этом случае определяются по формулам:

Количество образующихся газов в килограммах на 1 кг топлива.

Для углекислого газа определяется по формуле ([1], с.51):

(2.8)

Для перегретого водяного пара определяется по формуле ([1], с.51):

; (2.9)

Для кислорода определяется по формуле ([1], с.51):

(2.10)

Для азота определяется по формуле ([1], с.51):

(2.11)

Количество образующихся газов в кмоль. на 1 кг. топлива

Для углекислого газа определяется по формуле ([1], с.51):

(2.12)

Для перегретого водяного пара определяется по формуле ([1], с.51):

(2.13)

Для кислорода определяется по формуле ([1], с.51):

 (2.14)

Для азота определяется по формуле ([1], с.51):

(2.15)

Общее количество продуктов сгорания, G2 кг/кг, определяется по формуле ([1], с.51):

(2.16)

(2.17)

В то время как масса продуктов сгорания остаётся равной сумме масс воздуха и топлива до сгорания, число молей продуктов сгорания М2 в общем случае не равно числу молей горючей смеси М1 и М1 = М2 ???М.

Изменение количества объема горючей смеси, ?М кмоль/кг., определяется по ([1], с.53):

(2.18)

При сгорании жидкого топлива количество молей, следовательно и объём газа, всегда несколько увеличивается. Это означает, что в результате сгорания топлива, за счёт увеличения количества вещества дополнительно повышается давление при постоянном объёме или совершается дополнительная работа при постоянном давлении.

Изменение объёма при сгорании принято выражать по Е. К. Мазингу относительной величиной - химическим коэффициентом молекулярного изменения ; ([1], с.53):

; (2.19)

Определяются параметры окружающего воздуха и остаточных газов. Необходимыми исходными данными для выполнения теплового расчёта являются температура и давление окружающего воздуха, так как эти параметры оказывают существенное влияние на протекание рабочего цикла двигателя.

При тепловом расчёте ДВС параметры окружающей среды принимаются равными:

Р0 = 0,101 МПа - нормальное атмосферное давление,

Т0 =285 К - температура воздуха.

Температура воздуха после компрессора, Тк К, определяется по формуле ([1], с.67):

 (2.20)

где Рк = 0,22 МПа -давление наддува;

nк = 1,8…2,2 -показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре.

Принимается nк = 1,8.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.20) получено:

Давление остаточных газов , Рr МПа, определяется по формуле ([1], с.67):

(2.21)

Принимается Pr = 0,19 МПа

Принимается температура остаточных газов, Тr К,

Для современных дизельных двигателей Тr = 600...900 К

1.4 Анализ процесса впуска

Процесс впуска состоит в заполнении цилиндра топливо - воздушной смесью. Он осуществляется при открытом впускном клапане и перемещении поршня от верхней мёртвой точки к нижней мёртвой точке. Чем больше масса заполняющего цилиндр свежего топливо - воздушного заряда, тем больше можно получить количество энергии.

Температура воздуха на входе в цилиндр, Т1 К, определяется по формуле ([1], с.69):

(2.22)

где ДTS , K -снижение температуры воздуха в охладителе.

Принимается ДTS = 18 K

Т1=307,3-18=287,3 К

Плотность воздушного заряда на впуске,, определяется по формуле ([1], с.70):

(2.23)

где RВ = 287 Дж/(кгК) - удельная газовая постоянная воздуха

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.23) получено:

В процессе впуска имеются гидравлические потери, в результате чего давление в цилиндре с определённого момента становится ниже давления наддува РК на величину ДPа. Величина этих потерь зависит от качества обработки поверхностей впускной системы, наличия поворотов во впускных трактах, положения дроссельной заслонки, величины открытия клапанов и т.д. Потери давления ДPа прямо пропорциональны квадрату скорости движения заряда.

Пользуясь уравнением Бернулли для несжимаемой жидкости, можно определить величину потерь давления, ?Pа по формуле ([1], с.67):

(2.24)

где (в?2+овп) = 2,5...4 -коэффициент сопротивления;

Wвп = 50...120 м/с -средняя скорость движения заряда.

Принимается (в?2+овп) = 2,5 ; Wвп =50 м/с

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.24) получено:

Давление воздуха на входе в цилиндр,, определяется по формуле ([1], с.67):

(2.25)

где ДPS = 0,004...0,006 МПа - потери давления в охладителе.

Принимается ДPS = 0,005 МПа

Давление смеси воздуха и остаточных газов в конце наполнения, , определяется по формуле ([1], с.67):

 (2.26)

Для дизельных двигателей с наддувом Ра = (0,85...0,9)· РК, МПа

Степень заполнения цилиндра свежим зарядом оценивается коэффициентом наполнения зv, представляющим собой отношение массы действительного заряда Мд к массе заряда, который мог бы поместиться в рабочем объёме цилиндра Vц при давлении и температуре окружающей среды?? зv = Мд / М0.

Численное значение коэффициента наполнения, определяется по формуле ([1], с.70):

, (2.27)

где е =15,5 -степень сжатия;

ДТ = 5...10 К - подогрев воздуха от горячих поверхностей цилиндра в процессе наполнения.

Принимается ДT=5 К.

Зная параметры газа на впуске, и задавшись температурой и давлением остаточных газов можно определить уточнённые значения коэффициента остаточных газов и действительного коэффициента молекулярного изменения.

Коэффициент остаточных газов, , определяется по формуле ([1], с.69):

, (2.28)

Для современных дизельных двигателей с наддувом г?r = 0,02...0,06

Действительный коэффициент молекулярного изменения,, определяется по формуле

, (2.29)

Температура газов в конце впуска, , определяется по формуле ([1], с.69):

(2.30)

Для современных дизельных двигателей с наддувом Та = 320...400 К

1.5 Анализ процесса сжатия

Процесс сжатия осуществляется при перемещении поршня от НМТ к ВМТ после закрытия впускного клапана и сопровождается теплообменом между газовым зарядом и стенками газовым зарядом и стенками цилиндра. Направление тепловых потоков в процессе сжатия изменяется: в начальный период теплота от более горячих стенок камеры сгорания передаётся к заряду, а затем, по мере движения поршня к ВМТ и роста температуры заряда, она начинает передаваться от заряда к стенкам. Таким образом, процесс сжатия протекает по политропе с переменным показателем.

Представление процесса сжатия как политропного со средним постоянным показателем политропы n1 позволяет применить термодинамическую зависимость pVn=const для количественных оценок давления и температуры рабочего тела в конце сжатия. Давление конца сжатия, соответствующего положению поршня в верхней мёртвой точке, Рс МПа, определяется из уравнения политропы ([1], с.72):

(2.31)

где n1 =1,32...1,37 -показатель политропы сжатия.

Принимается n1 =1,34

Для современных дизельных двигателей с наддувом PС < 8 МПа

Температура в конце сжатия, Тс К, определяется по формуле ([1], с.72):

 (2.32)

Для современных дизельных двигателей с наддувом ТС < 1000 К

1.6 Расчет параметров тела в конце процесса сгорания

Горение в цилиндре поршневого двигателя представляет собой сложный физико-химический процесс, включающий испарение топлива, быстро протекающую реакцию окисления паров топлива кислородом воздуха, процесс разложения озона. Характер протекания реакции определяется многочисленными факторами, основными из которых является вид топлива, параметры топливоподачи, способ смесеобразования, температурный режим стенок камеры сгорания.

Наиболее удобно процесс сгорания анализировать по индикаторной диаграмме, на которой по оси абсцисс откладывается угол поворота коленчатого вала ц?0 ПКВ, а по оси ординат температура и давление газов в цилиндре.

В дизельных двигателях процесс сгорания (рисунок 2.1) условно подразделяется на четыре периода.

Рисунок 2.1 - Процесс сгорания

В первый период сс', называемый периодом индукции или задержки самовоспламенения, происходят процессы подготовки топлива к воспламенению: нагрев, испарение, образование очагов пламени.

Второй период сz' -период быстрого нарастания давления или распространения пламени, характеризуется интенсивным тепловыделением. В этот период быстро протекающие реакции окисления распространяются по всей массе топливовоздушной смеси. Важной характеристикой второго периода сгорания является скорость нарастания давления по углу поворота коленчатого вала.

Третий период zz' называется периодом основного сгорания. В конце этого периода достигается максимальная температура, но скорость тепловыделения падает, так как уменьшается концентрация кислорода и горючая смесь разбавляется продуктами сгорания.

Четвёртый период z'b характеризуется догоранием топлива на линии расширения. Он начинается после достижения максимальной температуры цикла Тz . Для снижения тепловых потерь на данном этапе необходимо активизировать сгорание топлива в предыдущих периодах.

Целью расчёта процесса сгорания является определение параметров газа в конце сгорания: температуры Tz и давления Рz. Расчётные формулы определения параметров рабочего тела выводятся из уравнения первого начала термодинамики, записанного для циклов поршневых двигателей ([1], с.75):

(2.33)

где Uz, Uc - внутренняя энергия рабочего тела в точках z и с, кДж/кг;

Lcz - работа газов в процессе cz, кДж/кг

После преобразования формула для расчёта температуры Тz для дизельного двигателя (при б>1) имеет вид ([1], с.75):

 (2.34)

где оz - коэффициент использования теплоты в процессе сгорания, принимаемый для дизельных двигателей с неразделённой камерой сгорания - 0,70…0,88. Принимается оz = 0,88;

Qн - низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

µ - действительный коэффициент молекулярного изменения;

Cpz - средняя удельная мольная изобарная теплоёмкость продуктов сгорания, кДж/(кмоль К).

Средняя удельная изобарная теплоемкость продуктов сгорания, , определяется по формуле ([1], с.74):

(2.35)

Величина удельной молярной изохорной теплоёмкости, Cvz , определяется как сумма теплоёмкостей отдельных компонентов ([1], с.74):

Теплоемкость отдельных компонентов продуктов сгорания определяется по формуле ([1], с.72):

(2.37)

где - a,b - эмпирические коэффициенты. Выбираются по таблице 2.2.

Т - температура рабочего тела.

В качестве Т принимаем температуру Тz. По формуле (2.37) определяются средние удельные мольные изохорные теплоёмкости компонентов смеси продуктов сгорания.

Для углекислого газа:

Для перегретого водяного пара:

Для кислорода:

Для азота:

Таблица 2.2 - Эмпирические коэффициенты

Удельная молярная изохорная теплоемкость продуктов сгорания, определяется по формуле (2.36).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.36) получено:

Удельная молярная изобарная теплоёмкость продуктов сгорания, определяемая по формуле (2.35).

Теплоемкость воздушного заряда в конце процесса сжатия определяется по формуле (2.37) при температуре Тс.

После подстановки численных значений и решения уравнения (2.34) относительно Tz получается квадратное уравнение вида:

Решением квадратного уравнения определяется температура Tz. Tz=2012,5 K

Для современных дизельных двигателей с наддувом Tz =1800…2200 K

Максимальное давление цикла ([1], с.78):

(2.38)

где =1,5 - степень повышения давления

Для современных дизельных двигателей с наддувом Pz<15 МПа.

Степень предварительного расширения ([1], с.78):

(2.39)

Для современных дизельных двигателей с наддувом с?=1,2…1,7

1.7 Анализ процесса расширения

Процесс расширения следует сразу за процессом сгорания и происходит при перемещении поршня от ВМТ к НМТ под действием давления продуктов сгорания. В расчётном цикле процесс расширения газов рассматривается как процесс, заканчивающийся в НМТ при закрытых выпускных клапанах.

Начальный период расширения характеризуется уменьшающейся скоростью тепловыделения вследствие догорания топлива. Одновременно теплота отводится от газов в охлаждающую среду через стенки цилиндра. Количество отведённой теплоты зависит также от разности температур газов и стенок. Во время процесса расширения величина охлаждающей поверхности возрастает, но значительно быстрее уменьшается температура газов.

В результате по мере расширения газов уменьшается количество теплоты, отводимой от них через стенки цилиндра. Ещё быстрее уменьшается количество теплоты, выделяющееся при сгорании топлива. В зависимости от соотношения количеств сообщённой газам и отведённой от них теплоты показатель политропы расширения в начале хода поршня будет меньше показателя адиабаты (происходит сообщение теплоты газам), затем показатель политропы становится больше показателя адиабаты (происходит отвод теплоты от газов). Характер изменения показателя политропы в зависимости от перемещения поршня приведён на рис. 1.2.

Переменный показатель политропы может быть с достаточной степенью точности заменён постоянным средним показателем, который для дизельных двигателей находится в пределах: 1,15…1,33.

Тогда процесс расширения в ДВС может быть описан уравнением политропного процесса:

РVn2 = const,

где n2 - среднее значение показателя политропы расширения.

Давление в конце такта расширения ([1], с.84):

(2.40)

где n2 = 1,15…1,3 -показатель политропы расширения.

Принимается n2 = 1,24

Рисунок 2.3 - Изменение показателя политропы n2 и адиабаты k в процессе расширения

Для современных дизельных двигателей с наддувом Pв = 0,2...0,8 МПа

Температура в конце такта расширения ([1], с.84):

 (2.41)

Для современных дизельных двигателей с наддувом Тв =1000...2000 К

Для того, чтобы убедится в правильности принятой ранее температуры остаточных газов Тr, её рекомендуется проверить по формуле ([1], с.85):

(2.42)

Отклонение от ранее принятой составляет

Полученные расчётным путём параметры рабочего тела в характерных точках сводим в таблицу 2.3.

Таблица 2.3 - Параметры рабочего тела в характерных точках.

2. Расчет динамики двигателя

2.1 Силы давления газов

Индикаторную диаграмму, полученную в тепловом расчете, развертывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Поправка Брикса, мм ([1], с.203)

R•л/(2•Ms), (3.1)

где Мs - масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме, Ms=1 мм/мм

62•0,264/(2•1)=8,2 мм.

Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных сил Мр=0,06 МПа/мм, угла поворота кривошипа Мц=2? пкв/мм.

По развернутой диаграмме (рисунок 2.1)через каждые 30? угла поворота кривошипа определяют значение Дрг и заносят в таблицу 2.2.

2.2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

По таблице 8.1 ([1], с.166) с учетом диаметра цилиндра, отношения S/D, V-образного расположения цилиндров и достаточно высокого значения pz устанавливаются конструктивные массы (рисунок 3.1).



Рисунок 3.1 - Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная кривошипно-шатунному механизму: а - приведенная система кривошипно-шатунного механизма; б - приведение масс кривошипа

Масса поршневой группы, кг ([1], с.166):

mп=mп'?Fп, (3.2)

где mп' - конструктивная масса поршневой группы, для дизельного двигателя mп'=150-400 кг/м2, принимаем для поршня из алюминиевого сплава по прототипу mп'=230 кг/м2.

mп=230 •0,0113=2,6 кг.

Масса шатуна, кг ([1], с.166)

mш=mш'?Fп, (3.3)

где mш' - конструктивная масса шатуна, для дизельного двигателя mш'=150-300 кг/м2, принимаем для стального кованого шатуна по прототипу mш=330 кг/ м2.

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов ,кг ([1], с.166)

mк=mк'?Fп, (3.4)

где mк' - конструктивная масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов, mк'=200-400 кг/м2, принимаем для стального кованого вала с полыми шейками mк'=300 кг/м2.

mк=300?0,0113=3,39 кг/ м2.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца, кг ([1], с.166)

mш.п=0,275?mш, (3.5)

Принимаем по прототипу mш.п=0,275?330=90,75 кг/ м2.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа, кг ([1], с.166)

mш.к=0,725?mш, (3.6)

Принимаем по прототипу mш.к=0,725?330=239,25 кг/ м2.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение, кг ([1], с.165)

mj=mп+mш.п, (3.7)

mj=230+90,75=320,75 кг/ м2.

Массы, совершающие вращательное движение, кг ([1], с.165)

mR=mк+mш.к, (3.8)

mR=300+239,25=539,25 кг/ м2.

2.3 Удельные и полные силы инерции

Удельные силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, МПа ([1], с.166)

pj=-R•mj ·щ2·(cosц+лcos2ц)·10-6 (3.9)

pj= - 0,062•320,75·209,42·(cosц+0,264cos2ц)·10-6= - 0,87·(cosц+лcos2ц) МПа.

Центробежная сила инерции вращающихся масс, кН ([1], с.166)

КR= -mR •R •щ2, (3.10)

KR= -5,4 •0,062 •209,42= -146,8кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна, кН ([1], с.167)

КRш= -mш.к •R •щ2, (3.11)

КRш= -2,4 •0,062 •209,42= -6,52 кН.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа, кН ([1], с.167)

КRк= -mк •R •щ2, (3.12)

КRк= -3 •0,062 •209,42= -81,55 кН.

2.4 Удельные суммарные силы

Рисунок 3,2 - Схема действия сил в кривошипно-шатунном механизме:

а - инерционных и газовых; б - суммарных

Удельная сила, МПа, сосредоточенная на оси поршневого пальца ([1], с.167)

p=ДpГ+pj, (3.13)

Удельная нормальная сила, МПа ([1], с.168), представлена на рисунке 3.3:

pN=p •tgв, (3.14)

Значения tgв определяют для л=0,26 по таблице 8.2 ([1], с.169).

Удельная сила, МПа, действующая вдоль шатуна ([1], с.168) (рисунок 2.3)

pS=p •(1/cosв), (3.15)

Значения (1/cosв) определяются для л=0,26 по таблице 8.3 ([1], с.169).

Удельная сила, МПа, действующая по радиуса кривошипа (рисунок 3.4) ([1], с.169)

pк=p •cos(ц+в)/cosв, (3.16)

Значения cos(ц+в)/cosв определяются для л=0,26 по таблице 8.4 ([1], с.170).

Удельная тангенциальная сила, МПа ([1], с.169) (рисунок 2.5)

pТ=p •sin(ц+в)/cosв, (3.17)

Значения sin(ц+в)/cosв определяются для л=0,26 по таблице 8.5 ([1], с.171).

Результаты вычислений представлены в таблице 3.2.

Период изменения крутящего момента четырехтактного двигателя с разными интервалами между вспышками ([1], с.172)

и=720/i, (3.18)

и=720/8=90?.

Чтобы определить, какой процесс протекает в том или ином цилиндре в определённый период времени, составляем таблицу чередования тактов (таблица 3.3).

Величина касательных усилий от каждого цилиндра определяется через каждые 10 0ПКВ по диаграмме касательных усилий в соответствии с протекающим процессом и его стадией. Результаты измерений заносятся в таблицу 3.4.

2.5 По полученным результатам строят диаграмму среднего касательного усилия

Длину диаграммы рекомендуется брать по диаграмме касательных усилий одного цилиндра соответствующую периоду между вспышками. По диаграмме суммарных касательных усилий определяется средний крутящий момент ([1], с.172)

(3.19)

где Тср' - тангенциальная удельная сила, Н?м;

D - диаметр поршня, м;

R - радиус кривошипа, м.

(3.20)

,

.

Таблица 3.3 -Чередование тактов в 8-цилиндровом двигателе с порядком работы цилиндров 1-5-4-2-6-3-7-8.

Таблица 3.3 - Результаты динамического анализа кривошипно-шатунного механизма двигателя

ц?	pГ, МПа	pj, МПа	p, МПа	pN, МПа	pS, МПа	pk, МПа	pT, МПа
0	4	-18	-14	0	-14	-14	0
30	2,64	-14,5	-11,86	-157	-11,75	-9,48	-7,29
60	2,64	-5,35	-2,71	-0,63	-2,64	-0,8	-2,66
90	2,64	3,82	6,46	1,76	6,23	-1,76	6,46
120	2,64	9,17	11,81	2,76	11,5	-8,26	8,85
150	2,64	10,67	13,31	1,77	13,19	-12,4	5,12
180	2,64	10,71	13,35	0	13,95	-13,35	0
210	3,08	10,66	13,74	-1,83	13,62	-12,8	5,29
240	4,24	9,16	13,4	-3,14	13,04	-9,38	-10
270	6,4	3,8	10,2	-2,78	9,847	-2,78	-10,2
300	13	-5,33	7,64	-1,8	7,44	2,27	-7,5
330	182,6	-14,5	24,9	-3,3	24,68	19,92	-15,31
360	131,7	-18	164,68	0	164,68	164,68	0
390	37,7	-14,5	117,26	15,6	116,24	93,8	72,1
420	19,7	-5,37	32,38	7,56	31,52	9,61	31,8
450	14,5	3,8	23,77	6,5	22,9	-6,49	23,77
480	10,2	9,14	23,32	5,46	22,7	-16,32	17,4
510	6,7	10,64	20,84	2,77	20,66	-19,4	8
540	9,87	10,68	17,4	0	17,4	-17,4	0
570	2,59	10,64	14,51	-2	14,38	-13,5	-5,58
600	2,64	9,14	11,73	-2,74	11,42	-8,2	-8,78
630	2,64	3,8	6,44	-1,76	6,21	-1,75	-6,44
660	2,64	-5,4	-2,76	0,65	-2,69	-0,82	2,71
690	2,64	-14,5	-11,86	1,6	-11,75	-9,49	7,29
720	2,64	-18	-15,36	0	-15,36	-15,36	0

Таблица 3.4 -Определение суммарных усилий для 8 - цилиндрового 4 - тактного V-образного двигателя с углом между кривошипами 900.

Углы ц, 0ПКВ при которых	Значения касательного	Сум. кас. сила, Н?м
измер. касательное усилие.	усилия, Н?м
1	2	3	4	5	6	7	8	1	2	3	4	5	6	7	8
0	450	270	540	630	360	180	90	0,000	6,46	0	-10,2	0	23,7	0	-6,44	13,52
10	460	280	550	640	370	190	100	-3	7,16	-2,1	-9,5	4,9	22	-2,2	-5,1	12,6
20	470	290	560	650	380	200	110	-6,6	8,7	-4,1	-8,3	3,3	19	-4,6	0	35,8
30	480	300	570	660	390	210	120	-7,3	8,85	-5,29	-7,5	7,2	17,4	-5,6	2,71	75,26
40	490	310	580	670	400	220	130	-6,6	8,46	-6,76	-6,5	58	14,7	-6,76	4,8	59,34
50	500	320	590	680	410	230	140	-5,2	6,85	-8,8	-4,7	36,8	10,9	-8,4	6,9	34,35
60	510	330	600	690	420	240	150	-2,66	5,12	-10	-3,3	31,8	8	-8,8	7,3	27,46
70	520	340	610	700	430	250	160	1,4	3,95	-10,4	-3,2	27	5,16	-8,6	6,8	22,11
80	530	350	620	710	440	260	170	4,7	1,74	-10,5	-2,2	24,4	2,3	-8,1	4,4	16,74
90	540	360	630	720	450	270	180	6,46	0	-10,2	0	23,7	0	-6,44	0	13,52

2.6 Построение диаграммы износа шатунной шейки коленчатого вала

Для построения диаграммы износа шатунной шейки коленчатого вала необходимо построить полярную диаграмму, представляющую собой зависимость силы действующей вдоль кривошипа - К от тангенциальной (касательной) силы Т, причём положительные значения силы К откладываются вниз от оси силы Т.

Затем от нулевого значения силы К вниз откладывается отрезок ОО', длина которого определяется по формуле ([1], с.182)

(3.21)

где mшк = 2,39 кг -масса шатуна, приведенная к оси кривошипной головки;

МF = 0,5 МПа/см масштаб сил на полярной диаграмме.

.

Строится окружность произвольного радиуса. Из точек полярной диаграммы через точку О' проводятся вектора, которые затем параллельным переносом переносятся на окружность. От точки приложения вектора на 600 в обе стороны внутрь окружности откладывается расстояние равное длине вектора делённой на выбранный масштабный коэффициент.

После наложения всех векторов находят место на окружности с наименьшим износом, в дальнейшем через эту точку пройдёт ось масляного канала.

Рисунок 3.3 - Силы, действующие на: а - шатунную шейку; б - колено вала

3. Определение индикаторных и эффективных показателей рабочего цикла

3.1 Среднее индикаторное давление цикла Pi', МПа

определяется по формуле ([2],с.31, формула (2.2))

, (3.1)

где Рс- давление в конце сжатия, МПа; Рс=8,12 МПа;

- степень повышения давления; =1,5;

- степень сжатия; =15,5;

n2 - показатель политропы сжатия; n2=1,24;

n1 - показатель политропы расширения; n1=1,32.

3.2 Среднее индикаторное давление действительного цикла Pi , МПа

([2],с.31, формула (2.3))

, (3.2)

где - коэффициент полноты индикаторной диаграммы; =0,98.

МПа.

3.3 Индикаторный коэффициент полезного действия i

определяется по формуле ([2],с.32, формула (2.4))

,

где lо-теоретически необходимое количество воздуха,кг/кг;lo=14,639 кг/кг;

- коэффициент избытка воздуха; =1,6;

Qн- низшая теплота сгорания топлива, МДж/м3; Qн=42,2 МДж/м3;

0- плотность воздушного заряда, кг/м3; 0=2,04 кг/м3;

v - коэффициент наполнения, v=0,96.

.

3.4 Удельный индикаторный расход топлива gi ,МДж/(кВтч)

определяется по формуле ([2],с.32, формула (2.6))

(3.4)

МДж/(кВтч).

Для дизельных двигателей удельный индикаторный расход топлива лежит в пределах gi=170 230 МДж/(кВтч).

3.5 Средняя скорость поршня Сm , м/с

определяется по формуле ([2],с.33, формула (2.8))

, (3.5)

где S- ход поршня двигателя прототипа, м; S=0,14 м;

n- частота вращения коленчатого вала, мин-1; n=2050 м/с.

м/с.

3.6 Давление механических потерь Рm, МПа

определяется по формуле ([2],с.33, формула (2.7))

(3.6)

МПа.

3.7 Среднее эффективное давление Pе, МПа

определяется по формуле ([2],с.33, формула (2.9))

(3.7)

МПа.

3.8 Механический коэффициент полезного действия m

определяется как ([2],с.33, формула (2.10))

(3.8)

.

3.9 Эффективный КПД двигателя e

определяется по формуле ([2],с.34, формула (2.14))

(3.9)

.

3.10 Эффективный расход топлива ge ,МДж/(кВтч)

определяется из выражения ([2],с.35, формула (2.15))

(3.10)

МДж/(кВтч).

Для дизельных двигателей эффективный расход топлива лежит в пределах

ge=190280 МДж/(кВтч).

4. Определение основных размеров двигателя

4.1 Литраж двигателя Vл, дм3

определяется по формуле ([2],с.36, формула (3.1))

, (4.1)

где Ne- эффективная мощность, кВт; Ne=215 кВт;

- тактность двигателя; =4;

Ре- среднее эффективное давление, МПа; Ре=0,9946 МПа;

n- частота вращения коленчатого вала, мин-1; n=2050 мин-1.

дм3.

4.2 Рабочий объем одного цилиндра Vh, дм3

определяется по формуле ([2],с.36, формула (3.2))

, (4.2)

где i - количество цилиндров; i=6.

дм3.

4.3 Определяется диаметр цилиндра D, мм по формуле ([2],с.36, формула (3.3))

, (4.3)

где k - отношение хода поршня к диаметру цилиндра; k=1,0.

мм.

Принимаем D=138 мм.

4.4 Определяется ход поршня S, мм по формуле ([2],с.36)

(4.4)

мм.

Принимаем S=138 мм.

4.5 Средняя скорость поршня проектируемого двигателя Cn, м/с определяется по формуле ([2],с.36)

(4.5)

м/с.

4.6 Индикаторная мощность двигателя Ni , кВт определяется по формуле ([2],с.37, формула (3.4))

, (4.6)

где Pi- индикаторное давление цикла, МПа; Рi=1,21 МПа.

кВт.

4.7 Эффективная мощность двигателя Ne, кВт определяется по формуле ([2],с.37, формула (3.5))

(4.7)

кВт.

4.8 Крутящий момент Mе кНм определяется по формуле ([2],с.37, формула (3.6))

(4.8)

кНм.

4.9 Часовой расход топлива Gt, МДж/(кВтч) определяется как ([2],с.37, формула (3.7))

(4.9)

МДж/(кВтч).

5. Построение индикаторной диаграммы рабочего цикла

5.1 Определяется масштаб давлений Мр, МПа/см ([2],с.38)

, (5.1)

где Pz- максимальное давление цикла, МПа; Pz=12,18 МПа;

h - высота диаграммы, см; h =24 см.

МПа/см.

Определяется масштаб объемов Мv , дм3/см по формуле ([2],с.38)

, (5.2)

где Va- полный объем цилиндра, дм3; Va=2,18 дм3;

l- ширина диаграммы, см; l=14 см.

дм3/см.

На оси абсцисс откладываются объемы Va, Vc, Vz

На оси ординат откладываются давления Pa, Pв, Pc, Pz, Pr

5.2 Построение политроп сжатия и расширения аналитическим способом

Построение политропы сжатия по формуле ([2],с.39, формула (4.1))

, (5.3)

где Vi- объем, удовлетворяющий условию Vc<Vi<Va, дм3;

n1 - показатель политропы сжатия; n1=1,24.

МПа.

Все полученные значения заносятся в таблицу 5.1

Построение политропы расширения

, (5.4)

где n2 - показатель политропы расширения; n2=1,32.

МПа.

Все полученные значения заносятся в таблицу 5.1

Таблица 5.1- Данные для построения политроп сжатия и расширения

Nп/п	V, дм3	P', МПа	P'', МПа
1	0,156
2	0,312
3	0,468
4	0,624
5	0,780
6	0,936
7	1,090
8	1,246
9	1,400
10	1,556
11	1,712
12	1,868
13	2,180

5.3 Построение действительной индикаторной диаграммы

Перемещение поршня S, мм рассчитывается по формуле ([2],с.42, формула (4.3))

, (5.5)

где R- радиус кривошипа, мм; R=72,5 мм;

- угол поворота коленчатого вала;

- кривошипно-шатунное отношение; =0,29.

Месторасположение точки опережения зажигания с'

Определяется по формуле (5.5) при угле опережения зажигания =35 ПКВ.

мм.

Месторасположение точки начала открытия выпускных клапанов b'

Определяется по формуле (5.5) при угле опережения открытия выпускных клапанов =180-50=130 ПКВ.

мм.

Месторасположение точки конца закрытия выпускных клапанов а'

Определяется по формуле (5.5) при угле запаздывания закрытия выпускных клапанов =18 ПКВ.

мм.

Месторасположение точки начала открытия впускных клапанов r'

Определяется по формуле (5.5) при угле опережения открытия впускных клапанов =20 ПКВ.

мм.

Месторасположение точки закрытия впускных клапанов а"

Определяется по формуле (5.5) при угле запаздывания закрытия впускных клапанов =180-52=128 ПКВ.

мм.

5.4 Построение развернутой по углу поворота коленчатого вала индикаторной диаграммы

Построение развернутой индикаторной диаграммы выполняется в приведенной ниже последовательности:

а) на оси m-m отложить углы поворота коленчатого вала через 10 градусов в масштабе М, ПКВ/см

, (5.6)

где l- ширина диаграммы, см; l=36 см.

ПКВ/см.

б) согласовать перемещение поршня с углами поворота коленчатого вала методом Брикса. Для этого рассчитать поправку Брикса OO', мм

, (5.7)

где OO'-перемещение поршня, на которое он пройдет больше половины хода S при повороте коленчатого вала на первые 90;

R-радиус кривошипа в масштабе круговой индикаторной диаграммы, равный половине расстояния между ВМТ и НМТ;

-кривошипно-шатунное отношение.

мм.

в) найти середину основания круговой диаграммы и обозначить ее буквой О;

г) из точки О отложить вправо расстояние OO';

д) из центра О провести полуокружность радиусом R (концы полуокружности будут совпадать с ВМТ и НМТ);

е) из центра O' провести вторую полуокружность произвольным радиусом, но таким образом, чтобы она находилась внутри первой;

ж) вторую полуокружность разделить на 18 равных частей через 10;

з) через точку O' и точки деления второй полуокружности провести лучи до пересечения с первой полуокружностью;

и) около точек, полученных на первой полуокружности проставить углы поворота коленчатого вала: 0;10;20;30; и т.д. до 720;

к) относительно оси "m-m", принятой за линию, соответствующую атмосферному давлению Р0, строится развернутая индикаторная диаграмма. Для этого давления при соответствующих углах замеряются на круговой индикаторной диаграмме и откладываются в том же масштабе на развернутой диаграмме.

6. Тепловой баланс двигателя

6.1 Количество теплоты, выделяющееся при сгорании топлива QТ, Дж/с определяется по формуле ([2],с.47, формула (5.2))

, (6.1)

где QН- низшая теплота сгорания топлива, Дж/кг; QН=42200 Дж/кг;

GТ- часовой расход топлива, кг/ч; GТ=53,04 кг/ч.

Дж/с.

6.2 Теплота, эквивалентная эффективной работе QЕ, Дж/с определяется по формуле ([2],с.47, формула (5.3))

, (6.2)

где e- эффективный КПД двигателя; e=0,311.

Дж/с.

6.3 Теплота, отдаваемая охлаждающей среде QОХЛл, Дж/с определяется по формуле ([1],с.47, формула (5.4))

, (6.3)

где С- коэффициент пропорциональности; С=0,3;

i - число цилиндров; i=6;

D- диаметр цилиндра, см; D=13,8 см;

m - показатель степени; m=0,4;

n- обороты коленчатого вала, мин-1; n=2050 мин-1;

- коэффициент избытка воздуха; =1,6.

Дж/с.

6.4 Теплота, уносимая отработавшими газами QОГ, Дж/с определяется из выражения ([2],с.49, формула (5.6))

, (6.4)

где М2- количество продуктов сгорания, кмоль/кг; М2=0,77 кмоль/кг;

CPr- средняя мольная изобарная теплоемкость продуктов сгорания, кДж/(кмольК); расчет выполняют по формуле (6.5);

Тr- температура отработавших газов, K; Тr=763,1 K;

М1- количество свежего заряда, кмоль/кг; М1=0,7397 кмоль/кг;

CPa- средняя мольная изобарная теплоемкость воздуха на впуске, кДж/(кмольК); расчет выполняют по формуле (6.7);

Та- температура в конце впуска, K; Та=302,14 K;

GТ- часовой расход топлива, кг/ч; GТ=53,04 кг/ч.

(6.5)

(6.6)

(6.7)

(6.8)

Подстановкой указанных выше значений в формулы (6.5), (6.6), (6.7), (6.8) и затем в формулу (6.4) получено:

кДж/(кмольК),

кДж/(кмольК).

кДж/(кмольК)

кДж/(кмольК)

6.5 Потери теплоты из-за неполноты сгорания QНС, Дж/с

QНС=0 Дж/с. (6.9)

6.6 Неучтенные потери теплоты QНП, Дж/с определяется по формуле ([2],с.50, формула (5.9))

(6.10)

Дж/с.

6.7 Относительная величина теплового баланса двигателя

(6.11)

.

(6.12)

.

(6.13)

.

(6.14)

.

двигатель внутренний сгорание расчет

6.8 Окончательные результаты расчета теплового баланса заносятся в таблицу 6.1

Таблица 6.1- Тепловой баланс проектируемого двигателя

Составляющая теплового баланса	Абсолютное значение, Дж/с	Относительная величина, %
Теплота, выделившаяся при сгорании топлива, QТ	624693	100
Теплота, эквивалентная эффективной работе, QЕ	194280	31,1
Теплота, отданная охлаждающей среде, QОХЛ	202110	34,4
Теплота, унесенная отработавшими газами, QОГ	161613	26,9
Составляющая теплового баланса	Абсолютное значение, Дж/с	Относительная величина, %
Теплота, потерянная из-за неполноты сгорания, QНС	0	0
Неучтенные потери теплоты, QНП	51406	8,2

Таблица 6.2 - Сравнительная таблица основных показателей

Показатель	Размерность	Обозначения	Рассчитываемый двигатель	Прототип
Номинальная мощность	кВт	Ne	53	53
Частота вращения	мин-1	n	5600	5600
Диаметр цилиндра	мм	D	82	82
Ход поршня	мм	S	71	71
Литраж	дм3	Vл	1,37	1,488
Степень сжатия			10,5	10,5
Среднее эффективное давление	МПа	Pe	0,83

7. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

Целью динамического расчета является определение численных значений сил и моментов, действующих в кривошипно-шатунном механизме. Результаты расчета используются в дальнейшем при расчете деталей на прочность, определения неравномерности крутящего момента и основных размеров маховика.

При работе двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют следующие силы:

- давление газов Pr;

- инерции возвратно-поступательно движущихся масс Pj;

- инерции вращающихся масс Kr;

- давление на поршень со стороны картера Pо;

- тяжести деталей кривошипно-шатунного механизма Pg.

Сила тяжести деталей кривошипно-шатунного механизма мала по сравнению с другими силами, поэтому для расчета с достаточной степенью точности можно считать, что суммарная сила PУ, МПа , действующая на поршень, определяется выражением:

PУ=Pr+Pj-Po (7.1)

Давление Pо можно считать равным атмосферному. Динамический анализ кривошипно-шатунного механизма производится с использованием полученной ранее развернутой индикаторной диаграммы, представляющей собой зависимость давления в цилиндре от угла ПКВ.

7.1 Построение диаграммы сил инерции и суммарных удельных сил

Рисунок 7.1-Приведение масс деталей кривошипно-шатунного механизма

Относительная масса поршневой группы

Принимаем m'п=220 кг/м2 .

Относительная масса шатуна

Принимаем m'ш=340 кг/м2.

Относительная масса шатуна приведенная к оси поршневого пальца m'шп, кг/м2

(7.2)

кг/м2.

Относительная масса шатуна, приведенная к оси шатунной шейки

(7.3)

кг/м3

Относительная масса возвратно-поступательно движущихся масс m'j,кг/м3 определяется по формуле ([2],с.56, формула (6.2))

(7.4)

кг/м3.

Относительная сила инерции масс, движущихся возвратно-поступательно, отнесенная к единице площади поршня P'j , МПа ([2],с.57, формула (6.3))

(7.5)

где ?- угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с;

R- радиус кривошипа, мм; R=69мм;

? - кривошипно-шатунное отношение; ???????

n- обороты коленчатого вала, мин-1 ; n=2050мин-1.

(7.6)

?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????рад/с.

Абсолютное значение силы инерции Pj , Н определяется по формуле ([2],с.58)

, (7.7)

где Fп -площадь поршня, мм2.

, (7.8)

где D- диаметр поршня, мм;D=138 мм.

мм2.

Относительная суммарная движущая сила определяется графически

Результаты сводятся в таблицу 7.1.

Абсолютное значение движущей силы PУ,Н

PУ=P'У Fп (7.9)

7.2 Определение касательного усилия и удельных сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме

Рисунок 7.2-Удельные суммарные силы

Удельная боковая сила, прижимающая поршень к стенке цилиндра N', МПа определяется по формуле ([2],с.61, формула (6.5))

N'=P'У·tg(?), (7.10)

где ? - угол между осью цилиндра и осью шатуна.

Результаты расчета заносятся в таблицу 7.1.

Удельная сила S', МПа, действующая вдоль оси шатуна определяется по формуле ([2],с.61, формула (6.6))

S'=P'У(1/cos(?)) (7.11)

Результаты расчета заносятся в таблицу 7.1.

Сила, действующая на коренной подшипник вала К', МПа определяется по формуле ([2],с.62, формула (6.7))

К'=P'У·(cos(ц+?))/cos(?) (7.12)

Результаты расчета заносятся в таблицу 7.1.

Тангенциальная сила, вращающая вал двигателя Т', МПа ([2],с.62, формула (6.8))

Т'=P'У·(sin(ц+?))/cos(?) (7.13)

Результаты расчета заносятся в таблицу 7.1.

Таблица 7.1-Результаты динамического расчета

, 0	Pг, МПа	Pj, МПа	PE, МПа	N, МПа	S, МПа	K, МПа	T, МПа
0	-0,0198	-2,4190	-2,4289	0,0000	-2,4289	-2,4289	0,0000
30	-0,0198	-1,9013	-1,9111	-0,2702	-1,8923	-1,5199	-1,1896
60	-0,0198	-0,6804	-0,6902	-0,1725	-0,6696	-0,1957	-0,6840
90	-0,0198	0,5292	0,5193	0,1515	0,4986	-0,1515	0,5193
120	-0,0198	1,2095	1,1997	0,2999	1,1639	-0,8595	0,8890
150	-0,0198	1,3721	1,3623	0,1926	1,3488	-1,2761	0,5143
180	-0,0198	1,3607	1,3509	0,0000	1,3509	-1,3509	0,0000
210	-0,0145	1,3721	1,3676	-0,1934	1,3542	-1,2811	-0,5164
240	0,0156	1,2095	1,2251	-0,3062	1,1886	-0,8778	-0,9079
270	0,0678	0,5292	0,5970	-0,1741	0,5731	-0,1741	-0,5970
300	0,2161	-0,6804	-0,4643	0,1160	-0,4504	-0,1316	0,4601
330	0,7240	-1,9013	-1,1773	0,1665	-1,1657	-0,9363	0,7328
360	3,5166	-2,4190	1,0976	0,0000	1,0976	1,0976	0,0000
370	4,7224	-2,3584	2,3639	0,1151	2,3612	2,3081	0,5238
380	5,7555	-2,1813	3,5742	0,3439	3,5578	3,2411	1,5456
390	3,2913	-1,9013	1,3900	0,1965	1,3763	1,1055	0,8652
420	1,2503	-0,6804	0,5699	0,1425	0,5529	0,1616	0,5648
450	0,6355	0,5292	1,1647	0,3397	1,1181	-0,3397	1,1647
480	0,4149	1,2095	1,6244	0,4060	1,5759	-1,1638	1,2038
510	0,2958	1,3721	1,6679	0,2358	1,6515	-1,5624	0,6297
540	0,1367	1,3607	1,4975	0,0000	1,4975	-1,4975	0,0000
570	0,0307	1,3721	1,4028	-0,1983	1,3890	-1,3140	-0,5296
600	0,0307	1,2095	1,2402	-0,3100	1,2032	-0,8886	-0,9191
610	0,0307	1,0517	1,0824	-0,2952	1,0443	-0,6476	-0,9162
620	0,0307	0,8254	0,8561	-0,2456	0,8229	-0,3905	-0,8005
630	0,0307	0,5292	0,5599	-0,1633	0,5375	-0,1633	-0,5599
640	0,0307	0,1691	0,1998	-0,0573	0,1920	-0,0217	-0,2067
650	0,0307	-0,2410	-0,2103	0,0574	-0,2029	-0,0180	0,2173
660	0,0307	-0,6804	-0,6497	0,1624	-0,6303	-0,1842	0,6438
670	0,0307	-1,1229	-1,0922	0,2399	-1,0668	-0,5183	0,9909
, 0	Pг, МПа	Pj, МПа	PE, МПа	N, МПа	S, МПа	K, МПа	T, МПа
680	0,0307	-1,5396	-1,5089	0,2761	-1,4843	-0,9784	1,1814
690	0,0307	-1,9013	-1,8706	0,2645	-1,8521	-1,4877	1,1643
700	0,0307	-2,1813	-2,1506	0,2069	-2,1407	-1,9501	0,9300
710	0,0307	-2,3584	-2,3277	0,1133	-2,3250	-2,2727	0,5158
720	-0,0098	-2,4190	-2,4289	0,0000	-2,4289	-2,4289	0,0000

По данным таблицы 7.1 строятся графики изменения удельной боковой силы и силы действующей вдоль оси шатуна тангенциальной силы и силы действующей на коренной подшипник вала от угла поворота коленчатого вала, а также диаграмма износа шатунной шейки и полярная диаграмма нагрузки на шатунную шейку.

Определение суммарных касательных усилий

Результаты расчета заносятся в таблицу 7.2.

Таблица 7.2 - Определение суммарных касательных усилий

T1	T2	T3	T4	TE, Мпа	TE, см
0,0000	0,0000	0,0000	0,0000	0,0000	0,00
-0,5248	-0,1703	0,5238	-0,1820	-0,3532	-1,04
-0,9475	-0,3430	1,5456	-0,3526	-0,0974	-0,29
-1,1896	-0,5164	0,8652	-0,5296	-1,3703	-4,03
-1,2131	-0,6815	0,6109	-0,6969	-1,9807	-5,83
-1,0276	-0,8207	0,5006	-0,8357	-2,1833	-6,42
-0,6840	-0,9079	0,5648	-0,9191	-1,9461	-5,72
-0,2591	-0,9138	0,7493	-0,9162	-1,3398	-3,94
0,1648	-0,8135	0,9736	-0,8005	-0,4756	-1,40
T1	T2	T3	T4	TE, Мпа	TE, см
0,5193	-0,5970	1,1647	-0,5599	0,5272	1,55
0,7626	-0,2788	1,2747	-0,2067	1,5518	4,56
0,8819	0,0969	1,2854	0,2173	2,4815	7,30
0,8890	0,4601	1,2038	0,6438	3,1967	9,40
0,8104	0,7283	1,0519	0,9909	3,5814	10,53
0,6765	0,8296	0,8568	1,1814	3,5443	10,42
0,5143	0,7328	0,6297	1,1643	3,0412	8,94
0,3424	0,4815	0,4059	0,9300	2,1598	6,35
0,1702	0,2030	0,1953	0,5158	1,0843	3,19
0,0000	0,0000	0,0000	0,0000	0,0000	0,00

8. Определение махового момента и основных размеров маховика

Средняя удельная касательная сила ,МПа определяется по формуле ([2],с.74, формула (7.1))

(8.1)

где i - число измеряемых ординат; i=19.

МПа.

Истинное значение средней касательной силы Тср, Н определяется по формуле ([2],с.74, формула (7.2))

(8.2)

Н.

Среднее значение касательной силы, полученной по результатам теплового расчета Тґґср,Н ([2],с.73, формула (7.3))

(8.3)

Погрешность:

Избыточная работа Lизб, Дж определяется по формуле ([2],с.75, формула (7.4))

Lизб=Fизб·m·Vh , (8.4)

где Vh- рабочий объем цилиндра, см3; Vh=2,08 см3;

m - масштаб площади диаграммы, Н/(м2·см); расчет выполнен по формуле (8.5).

(8.5)

где - угол поворота коленчатого вала соответствующий периоду между вспышками, ;=180о;

l - длина диаграммы, см; l=9см.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (8.5) и затем в (8.4) получено:

Lизб=22,5·0,014·1370=431,55 Дж

Определяется момент инерции всех движущихся масс двигателя, приведенный к оси коленчатого вала J0, кг·м2 по формуле ([2],с.75, формула (7.6))

J0=Lизб/(?ср2·?) , (8.6)

где ?ср- средняя угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с; расчет выполнен по формуле (8.7);

?????????? - допустимая степень неравномерности вращения коленчатого вала;??=0,01.

(8.7)

где n-частота вращения коленчатого вала,мин-1; n=2050 мин-1.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (8.7) и затем в (8.6) получено:

J0=431,55/(214,62·0,01)=0,93 кг·м2

Окружная скорость на среднем диаметре v, м/с определяется по формуле ([2],с.77, формула(7.8))

, (8.7)

где Dср- средний диаметр маховика, м; Dср=0,33 м.

Момент инерции маховика со сцеплением Jм, кг·м2 определяется по формуле ([2],с.76, формула (7.7))

Jм=(0,80,9)·J0 (8.8)

Jм=0,87·0,93=0,81 кг·м2

Масса маховика mм, кг определяется по формуле ([2],с.76, формула (7.6))

mм=4·Jм/Dcр2 (8.9)

mм=4·0,81/0,662=47,4 кг.

9. Расчёт поршневой группы

Детали поршневой группы воспринимают силу давления газов и передают ее шатуну. Эта группа деталей обеспечивает уплотнение рабочей полости цилиндра. К деталям поршневой группы относятся поршень с поршневыми кольцами и поршневой палец.

Условия работы поршня характеризуются большими механическими и тепловыми нагрузками. Трение поршня о стенки цилиндра вызывает механический износ поршня, а воздействие на его поверхность газов высокой температуры, содержащих агрессивные соединения, - эрозионный и коррозионный износ.

Надежная работа поршня может быть обеспечена только при выполнении определенных обязательных требований к материалу поршня и к его конструкции. Материал поршня должен обладать достаточной прочностью и жесткостью при высоких температурах; хорошими антифрикционными свойствами; высокой теплопроводностью; низким коэффициентом линейного расширения и антикоррозионной стойкостью.

Конструкция поршня в сочетании с элементами конструкции цилиндра должна обеспечивать высокую жесткость при малой массе; надежную герметизацию рабочей полости цилиндра; долговечность; малый расход масла; минимальную тепловосприимчивость днища поршня и хороший отвод теплоты от днища поршня.

К основным элементам поршня относятся днище и боковые стенки. Днище поршня имеет плоскую форму. Днище поршня непосредственно воспринимает давление газа. На боковых стенках поршня размещены основные конструктивные элементы поршневой группы. В стенках поршня проточены три канавки для поршневых колец и обработаны бобышки для установки поршневого пальца.

Поршневой палец является наиболее нагруженной деталью кривошипно-шатунного механизма. Он подвергается действию сил давления газов и сил инерции, а также нагревается теплотой, передаваемой от поршня и выделяющейся при трении пальца во втулке шатуна и бобышках поршня. Поршневой палец представляет собой гладкий цилиндрический стержень. Для снижения массы он выполняется пустотелым. От осевого перемещения палец удерживается двумя стопорными кольцами.

Поршневые кольца обеспечивают герметичность рабочей полости цилиндра, отвод теплоты от головки поршня и предотвращает перекачку масла из картера в камеру сгорания. Поршневые кольца работают в тяжелых условиях, характеризующихся воздействием высокого давления и температуры газов, сил инерции и трения.

9.1 Расчёт основных параметров поршня

Рисунок 9.1 - Схема поршня

Толщина днища поршня , мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

 , (9.1)

где D - диаметр цилиндра, мм; D=138мм.

мм.

Принимаем =14 мм.

Высота поршня Н, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.2)

мм.

Принимаем Н=110 мм.

Высота верхней части поршня h1, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.3)

мм.

Принимаем h1=75 мм.

Высота юбки поршня hю, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.4)

мм.

Принимаем hю=70 мм.

Диаметр бобышки поршня dб, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.5)

мм.

Принимаем dб=45 мм.

Расстояние между бобышками поршня В, мм определяется по формуле (2,с.258, таблица 12.1)

(9.6)

мм.

Принимаем В=45 мм.

Толщина стенки юбки ю, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.7)

Принимаем ю=3,5 мм.

Толщина стенки головки S, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.8)

мм.

Принимаем S=8 мм.

Расстояние до первой кольцевой перемычки l, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.9)

мм.

Принимаем l=12 мм.

Толщина первой кольцевой перемычки hп, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.10)

мм.

Принимаем hп=5 мм.

Радиальная толщина компрессионного кольца tком, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.11)

мм.

Принимаем tком=6 мм.

Радиальная толщина маслосъемного кольца tмасл, мм определяется по формуле (3,с.258, таблица 12.1)

(9.12)

мм.

Принимаем tмасл=6 мм.

Высота кольца а, мм принимается (3,с.258, таблица 12.1)

мм.

Принимаем мм.

Радиальный зазор компрессионного кольца в канавке поршня Дtком, мм (3,с.258, таблица 12.1)