ДВС на основе ЯМЗ-236

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Прогресс в автомобильной и тракторной промышленности, дальнейшее увеличение грузооборота автомобильного транспорта, значительное расширение тракторного парка в сельском хозяйстве предусматривает не только количественный рост автопарка, но и значительное улучшение использования имеющихся автомобилей.

В области развития и совершенствования автомобильных двигателей основными задачами являются: повышение топливной экономичности, снижение удельной массы двигателей, стоимости их производства и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится вопрос снижения токсичности выхлопа, снижения шума, расходов в процессе эксплуатации двигателя.

Значительное внимание уделяется использованию вычислительной техники при расчетах двигателей, оптимизации параметров рабочего процесса, дальнейшей стандартизации и унификации узлов и деталей двигателя.

Выполнение этих задач требует от выпускников ВУЗов глубоких знаний теории, конструкции и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Настоящая работа имеет своей целью закрепление полученных знаний и приобретению навыков расчета силовой установки автомобиля.

Задание на курсовой проект

Выполнить тепловой, динамический и прочностной расчеты четырехтактного дизеля, предназначенного для грузового автомобиля, с лучшими, чем у прототипа показателями.

Номинальная мощность Ne = 133 кВт.

Частота вращения n = 2100 мин^-1.

Степень сжатия е = 16,5.

Количество цилиндров i = 6.

Коэффициент избытка воздуха б =1,48.

Двигатель прототип ЯМЗ-236.

Выполнить поперечный разрез двигателя.

1. Тепловой расчет

1.1 Подбор топлива

В соответствии с ГОСТ 305-73 для рассчитываемого двигателя принимаем дизельное топливо (для работы в летних условиях - марки Л и для работы в зимних условиях - марки 3). Цетановое число топлива - не менее 45.

Средний элементарный состав дизельного топлива [1, с. 7]:

С =0,870; Н =0,126; О =0,004.

Низшая теплота сгорания топлива:

Н_u = 33,91 •С + 125,60 Н - 10,89 (О - S) - 2,51 (9 Н + W) (1.1)

Н_u = 33,91•0,87 + 125,60 • 0,126 - 10,89 • 0,004 - 2,51•9 • 0,126 =

= 42,524 МДж/кг = 42 524 кДж/кг.

1.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

(1.2)

(1.3)

Количество свежего заряда:

М₁ = б • L₀ (1.4)

М₁ = 1,48 • 0,5 =0,74 кмоль св. зар/кг топл;

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

Мсо₂ = С/12; (1.5)

Мсо₂= 0,87/12 = 0,0725 кмоль СО₂/кг топл

Мн₂о = Н/2. (1.6)

Мн₂о= 0,126/2 = 0,063 кмоль Н₂О/кг топл

Mo₂ = 0,208 (б-l) • L₀ (1.7)

Mo₂= 0,208 (1,48-1) 0,5 = 0,0499 кмоль О₂/кг топл;

МN₂ = 0,792 • б • L₀ (1.8)

МN₂=0,792 • 1,48 • 0,5 = 0,5861 кмоль N₂/кг топл;

Общее количество продуктов сгорания:

М₂ =Мсо₂ + Мн₂о + Mo₂+ МN₂. (1.9)

М₂ = 0,0725 + 0,063 + 0,0499+ 0,5861=0,7715 кмоль пр. сг/кг топл.

Проверка:

М₂ = С/12 + Н/2 + 0,792 • б • L₀ (1.10)

М₂ = 0,0725 + 0,063 + 0,5861 = 0,7715 кмоль пр. сг/кг топл.

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Атмосферные условия:

p_о = 0,1 МПа; Т_о = 298К.

Давление и температура окружающей среды. При работе двигателя без наддува в цилиндр поступает воздух из атмосферы. В этом случае при расчете рабочего цикла двигателя давление окружающей среды принимается равным р_к = p_о = 0,1 МПа, а температура - Т_к = Т_о= 298К.

Температура и давление остаточных газов. Достаточно высокое значение е = 16,5 дизеля без наддува снижает температуру и давление остаточных газов, а повышенная частота вращения коленчатого вала несколько увеличивает значения Т_r и р_r.

Принимая во внимание вышеперечисленные факторы и пределы изменении температуры Т_r =600 …900 К и давления остаточных газов р_r = (1,05…1,25) p_о в современных двигателях [1, с. 43], принимаем:

Т_r = 770 К;

р_r =1,05 • p_о = 1,05 • 0,1 = 0,105 МПа;

двигатель топливо динамический рабочий

1.4 Процесс впуска

За период процесса впуска осуществляется наполнение цилиндра двигателя свежим зарядом. Изменение давления в процессе впуска в двигателе без наддува приведено на рис. 1.1. Кривые r'da'aa», изображенные на этих рисунках, схематически показывают действительное изменение давления в цилиндре двигателя в процессе впуска. Точки r' и а» на этих кривых соответствуют моментам открытия и закрытия впускных клапанов. При проведении расчетов протекание процесса впуска принимается от точки r до точки а, причем предполагается мгновенное изменение давления в в. м. т. по линии rr», а в дальнейшем давление принимается постоянным (прямая r «а). После расчета и получения координат точек r, r» и а производится ориентировочное скругление по кривой rа'.



Рис. 1.1 Изменение давления в процессе впуска в четырехтактном двигателе без наддува

Температура подогрева свежего заряда. Рассчитываемый двигатель не имеет специального устройства для подогрева свежего заряда. Однако естественный подогрев заряда в дизеле без наддува может достигать ?15-20°С, Поэтому принимаем из следующих пределов - ДТ = 10 …40°С [1, с. 44] для дизеля без наддува:

ДТ = 20°С;

Давление в конце впуска - основной фактор, определяющий количество рабочего тела, поступающего в цилиндр двигателя:

р_a = р_к - Др_a или р_a = p_о - Др_a

Потери давления Др_a за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре при некотором допущении можно определить из уравнения Бернулли:

Др_a = (в² + о_вп) • (щ_вп /2) ? с_к • 10^-6 (1.11)

где в - коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра;

о_вп - коэффициент сопротивления впускной системы, отнесенный к наиболее узкому ее сечению;

щ_вп - средняя скорость движения заряда в наименьшем сечении впускной системы (как правило, в клапане или в продувочных окнах);

с_к - плотность заряда на впуске.

По опытным данным в современных автомобильных двигателях на номинальном режиме

(в² + о_вп) = 2,5 - 4,0 и щ_вп = 50-130 м/с [1, с. 44].

Принимаем в соответствии со скоростным режимом двигателя и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе следующие значения:

(в² + о_вп) = 2,5;

щ_вп = 80 м/с.

Плотность заряда на впуске определим по формуле:

(1.12)

где R_B - удельная газовая постоянная воздуха:

R_B =R/ м_B =8315/28,96 =287 Дж/(кг • град) (1.13)

где R =8315 Дж/(кмоль • град) - универсальная газовая постоянная.

= 28,96 - молекулярная масса топлива.

 (1.14)

По найденным и принятым величинам найдем потери давления Др_a:

Др_a = 2,5 • 80²/2 • 1,169 • 10^-6 = 0,009 МПа.

Тогда давление в конце впуска будет следующее:

р_a = 0,1 - 0,009 = 0,091 МПа.

Коэффициент остаточных газов без учета продувки и дозарядки:

(1.14)

Величина коэффициента остаточных газов изменяется в пределах - г_r = 0,02…0,05 (для дизелей без наддува) [1, с. 46].

Температура в конце впуска:

(1.15)

У современных четырехтактных дизельных двигателей температура в конце впуска изменяется в пределах - Т_а = 310 … 350 К [1, с. 46].

Коэффициент наполнения:

(1.16)

Значения коэффициента наполнения при работе двигателя с полной нагрузкой изменяются в пределах - з_v = 0,80…0,94 [1, с. 47].

1.5 Процесс сжатия

В период процесса сжатия в цилиндре двигателя повышаются температура и давление рабочего тела, что обеспечивает надежное воспламенение и эффективное сгорание топлива.

Изменение давления в процессе сжатия показано на рис. 1.2. В реальных условиях сжатие происходит по сложному закону, практически не подчиняющемуся термодинамическим соотношениям, так как на изменение температуры и давления в этом процессе влияют кроме изменения теплоемкости рабочего тела в зависимости от температуры: утечка газа через неплотности поршневых колец, дозарядка цилиндра до момента закрытия впускных клапанов, изменение направления и интенсивности теплообмена между рабочей смесью и стенками цилиндра, испарение топлива (только в двигателях с искровым зажиганием), начало сгорания топлива в конце процесса сжатия.

Рис. 1.2. Изменение давления в процессе сжатия

Условно принимается, что процесс сжатия в действительном цикле происходит по политропе с переменным показателем n₁ (кривая adc на рис. 1.2), который в начальный период сжатия (участок ad) превышает показатель адиабаты

k₁ (идет подвод теплоты от более нагретых стенок цилиндра к рабочему телу), в какой-то момент времени точка d принимает значение, равное значению k₁ (температуры стенок и рабочего тела выравнялись), а далее (участок dc) имеет меньшее значение, чем k₁ (идет отвод теплоты от рабочего тела в стенки цилиндра).

В связи с трудностью определения переменной величины n₁ и усложнением расчетов обычно принимают, что процесс сжатия происходит по политропе с постоянным показателем n₁ (кривая аа"с'с), величина которого обеспечивает получение такой же работы на линии сжатия, как и при переменном показателе n₁.

Величина n₁ устанавливается по опытным данным в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя, степени сжатия, размеров цилиндра, материала поршня и цилиндра, теплообмена и других факторов. Учитывая, что процесс сжатия протекает достаточно быстро (0,015 - 0,005 с на номинальном режиме), суммарный теплообмен между рабочим телом и стенками цилиндра за процесс сжатия получается незначительным и величину n₁ можно оценить по среднему показателю адиабаты k₁.

По номограмме [1, с. 48], для соответствующих значений е =16,5 и Т_а = 332 К определяем величину показателя адиабаты сжатия k₁:

k₁ = 1, 3693.

Значения показателей политропы сжатия n₁ в зависимости от k₁ для дизелей устанавливаются в следующих пределах [1, с. 49]:

n₁ = (k₁ + 0, 02) … (k₁ - 0, 02)

Принимаем:

n₁ = k₁ - 0, 02 = 1, 3693 - 0, 02 = 1,349

Давление и температура в конце процесса сжатия определяются из уравнения политропы с постоянным показателем n₁:

(1.17)

(1.18)

В современных автомобильных и тракторных дизельных двигателях без наддува давление и температура в конце сжатия изменяются в пределах [1, с. 50]:

p_c = 3,5 … 5,5 МПа;

Т_с = 700 … 900 К.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) воздуха (табл. 6 [1, с. 17]):

(1.19)

где t_c = Т_с - 273 = 646°С;

б) остаточных газов (табл. 8 [1, с. 44] методом интерполяции):

При б = 1,48 и t_c = 646°С:

в) рабочей смеси:

(1.20)

1.6 Процесс сгорания

Процесс сгорания - основной процесс рабочего цикла двигателя, в течение которого теплота, выделяющаяся вследствие сгорания топлива, идет на повышение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы.

Изменение давления в процессе сгорания топлива в дизеле с воспламенением от искры (показано на рис. 1.3.). Кривые с'fс"z_Д схематически показывают действительное изменение давления в цилиндрах двигателей в процессе сгорания. В реальных двигателях процесс сгорания, точнее догорание топлива, продолжается и за точкой z_Д на линии расширения.

На характер протекания процесса сгорания оказывает влияние большое количество различных факторов: параметры процессов впуска и сжатия, качество распыливания топлива, частота вращения коленчатого вала двигателя и т.д. Зависимость параметров процесса сгорания от целого ряда факторов, а также физико-химическая сущность процесса сгорания моторных топлив пока что изучены недостаточно полно.

С целью упрощения термодинамических расчетов автомобильных и тракторных двигателей принимают, что процесс сгорания в двигателях с воспламенением от сжатия - при V = const и р = const, т.е. по циклу со смешанным подводом теплоты (прямые cc"z' и z'z на рис. 1.3).

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры и давления в конце видимого сгорания (точки z и z_Д).

Температура газа Т_z в конце видимого сгорания определяется на основании первого закона термодинамики, согласно которому dQ = dU + dL. Применительно к автомобильным и тракторным двигателям:

Н_и - Q_пот = (U_z - U_c) + L_cz - сгорание при а ? 1; (1.21)

(Н_и - ДН_и) - Q_пот = (U_z - U_c) + L_cz - сгорание при а < 1. (1.22)

Рис. 1.3. Изменение давления в процессе сгорания

Целью расчета процесса сгорания является определение температуры и давления в конце видимого сгорания (точки z и z_Д).

Температура газа Т_z в конце видимого сгорания определяется на основании первого закона термодинамики, согласно которому dQ = dU + dL. Применительно к автомобильным и тракторным двигателям:

Н_и - Q_пот = (U_z - U_c) + L_cz - сгорание при а ? 1; (1.21)

(Н_и - ДН_и) - Q_пот = (U_z - U_c) + L_cz - сгорание при а < 1. (1.22)

Расчетные уравнения сгорания для автомобильных и тракторных двигателей получаются путем преобразований уравнений теплового баланса.

Для двигателей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты при V = const и р = const, уравнение сгорания, после преобразований, имеет вид:

(1.23)

где: о_z - коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания cz; 1

Н_раб.см - теплота сгорания рабочей смеси;

- средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце процесса сжатия;

- средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении;

л = p_z / p_c - степень повышения давления;

м - коэффициент молекулярного изменения свежей смеси.

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси:

м₀ = М₂/М₁ (1.24)

м₀ = 0,7715/0,74 = 1,043;

Коэффициент молекулярного изменения рабочей:

(1.25)

Величина м изменяется в пределах - 1,01…1,06 [1, с. 13].

Теплота сгорания рабочей смеси:

(1.26)

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном объеме:

(1.27)

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания при постоянном давлении:

(1.28)

По опытным данным величины о_z и л для дизелей с неразделенными камерами сгорания изменяются в пределах: о_z = 0,70…0,88 и л = 1,6…2,5 [1, с. 52 - 53].

Принимаем:

о_z = 0,83;

л = 2.

Подставим все найденные величины в выражение (1.23):

Преобразуем выражение в уравнение второго порядка:

Откуда:

Температура газа Т_z в конце видимого сгорания:

T_z = t_z + 273 = 1952 + 273 = 2225 K.

Значения температуры конца сгорания для современных автомобильных и тракторных двигателей при работе с полной нагрузкой изменяется в следующих пределах [1, с. 55]:

T_z =1800-2300 К

Максимальное давление сгорания:

(1.29)

Значения давления конца сгорания для современных автомобильных и тракторных двигателей при работе с полной нагрузкой изменяется в следующих пределах [1, с. 55]:

р_z = р_zд = 5,0 - 12,0 МПа

Степень предварительного расширения:

(1.30)

После проведения расчета и получения координат точек zиz' производится ориентировочное приближение расчетных линий сгорания к действительным.

Для дизелей, работающих по циклу со смешанным подводом теплоты (см. рис. 1.3), р_z=р_zд. Положение точки f, зависящее от продолжительности периода задержки воспламенения (0,001 - 0,003 с), определяется величиной угла Дц₁, который для автомобильных и тракторных дизелей изменяется в пределах Дц₁ = 8 … 12° п. к. в. Положение точки z_д по горизонтали, так же как и для двигателей с подводом теплоты при V = const, определяется величиной Дp /Дц₂. Для дизелей допустимая скорость нарастания давления Дp/ Дц₂ = 0,2 …0,5 МПа/град. п. к. в. Для дизелей с объемным смесеобразованием максимальная скорость нарастания давления достигает Дp/ Дц₂ = 1,0 …1,2 МПа/град. п. к. в. при Дц₂ = 6 …10° п. к. в. после в. м. т.

1.7 Процессы расширения и выпуска

В результате осуществления процесса расширения происходит преобразование тепловой энергии топлива в механическую работу.

Рис. 1.4. Изменение давления в процессе сгорания

Изменение давления в процессе расширения показано на рис. 1.4. Кривые z_Дb'b» схематически показывают действительное изменение давления в цилиндрах двигателей в процессе расширения. В реальных двигателях расширение протекает по сложному закону, зависящему от теплообмена между газами и окружающими стенками, величины подвода теплоты в результате догорания топлива и восстановления продуктов диссоциации, утечки газов через неплотности, уменьшения теплоемкости продуктов сгорания вследствие понижения температуры при расширении, уменьшения количества газов в связи с началом выпуска (предварение открытия выпускного клапана).

Так же как и при рассмотрении процесса сжатия, условно считают, что процесс расширения в действительном цикле протекает по политропе с переменным показателем, который в начальный период изменяется от 0 до 1 (идет настолько интенсивное догорание топлива, что температура газов повышается, несмотря на расширение), затем увеличивается и достигает значения показателя адиабаты (выделение теплоты вследствие догорания топлива и восстановления продуктов диссоциации уменьшается и становится равным, отводу теплоты за счет теплообмена и утечки газов через неплотности) и, наконец, превышает показатель адиабаты (выделение теплоты меньше отвода теплоты). Для упрощения расчетов кривая процесса расширения обычно принимается за политропу с постоянным показателем n₂ (кривые zb'b на рис. 1.4).

Величина среднего показателя политропы расширения n₂ устанавливается по опытным данным в зависимости от ряда факторов. Значение n₂ возрастает с увеличением коэффициента использования теплоты, отношения хода поршня S к диаметру D цилиндра и интенсивности охлаждения. С ростом нагрузки и увеличением линейных размеров цилиндра (при S/D = const) средний показатель политропы расширения n₂ уменьшается. При увеличении быстроходности двигателя величина n₂, как правило, снижается, но не для всех типов двигателей и не на всех скоростных режимах.

Средние показатели адиабаты и политропы расширения для дизелей выбираются следующим образом. На номинальном режиме можно принять показатель политропы расширения, с учетом достаточно больших размеров цилиндра, несколько меньше показателя адиабаты расширения, который определяется по номограмме (см. рис. 30 [1, с. 58]).

Для определения по монограмме k₂ найдем значение степени последующего расширения:

(1.31)

Показатель адиабаты при д =12,567; Т_z = 2225 и б =1,48:

k₂ = 1,276

Показатель политропы принимаем равным:

n₂= 1,266 (1,18…1,28 [1, с. 58])

Давление и температура в конце расширения:

(1.32)

(0,20…0,50 МПа [1, с. 59])

(1.33)

(1000…1200 К [1, с. 59])

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

(1.34)

Погрешность:

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

Рабочий цикл двигателя внутреннего сгорания характеризуется средним индикаторным давлением, индикаторной мощностью и индикаторным к. п. д.

Среднее индикаторное давление. Изменение давления в течение всего рабочего цикла дизеля показано на расчетной индикаторной диаграмме (рис. 1.5). Площадь нескругленных диаграмм (aczba) в определенном масштабе выражает теоретическую расчетную работу газов за один цикл двигателя. Эта работа, отнесенная к ходу поршня, является теоретическим средним индикаторным давлением.

Теоретическое среднее индикаторное давление для дизеля, работающего по циклу со смешанным подводом теплоты:

(1.35)

Рис. 1.5. Индикаторная диограмма дизеля

Среднее индикаторное давление p_i действительного цикла отличается от значения p'_i на величину, пропорциональную уменьшению расчетной диаграммы за счет скругления в точках с, z, b, и равняется:

(1.36)

где ц_и - коэффициент полноты диаграммы:

ц_u = 0,95 (0,92…0,95, [1, c. 62])

При работе на полной нагрузке величина p_i (МПа) достигает 0,7…1,1. Следовательно, найденное значение соответствуют данным пределам.

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива:

 (1.37)

; (1.38)

При работе на номинальном режиме и [1, с. 90], т.е. условия выполняется.

1.9 Эффективные параметры двигателя

Параметры, характеризующие работу двигателя, отличаются от индикаторных наличием необходимых затрат полезной работы на преодоление различных механических сопротивлений (трение в кривошипно-шатунном механизме, приведение в действие вспомогательных механизмов и нагнетателя и др.) и на совершение процессов впуска и выпуска.

Среднее давление механических потерь для четырехтактных дизелей с неразделенными камерами:

(1.39)

Где средняя скорость поршня предварительно принята: v_пср= 9,8 м/с, с учетом тенденции в современных автомобильных и тракторных двигателях (v_пср= 6,5…12 м/с [1, с. 74]).

Среднее эффективное давление

 (1.40)

Механический КПД:

(1.41)

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива:

(1.42)

(1.43)

При работе на номинальном режиме и [1, с. 68], т.е. условия выполняются.

1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

Литраж двигателя, необходимый для обеспечения заданной мощности:

(1.44)

.

где - тактность двигателя.

Рабочий объем одного цилиндра:

(1.45)

где i = 6 - число цилиндров двигателя.

Диаметр цилиндра рассчитываем исходя из соотношения хода поршня к его диаметру, которое принимается заранее (S/D = 0,9…1,2 [1, с. 74]).

Принимаем:

S/D = 1,077.

Тогда:

(1.46)

Принимаем: D=130 мм.

Тогда ход поршня будет равен:

S = 1,077 · D = 1,077 · 130 = 140,075 мм,

Принимаем: S=140 мм.

Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым D и S:

- литраж двигателя:

(1.47)

- площадь поршня:

(1.48)

- эффективная мощность:

(1.49)

- средняя скорость поршня:

(1.50)

Погрешность между полученной и ранее принятой величиной скорости поршня составляет 0%.

- эффективный крутящий момент:

(1.51)

- часовой расход топлива:

(1.52)

Окончательное значение литровой мощности:

(1.53)

1.11 Построение индикаторной диаграммы

Тепловой расчёт двигателя завершается построением индикаторной диаграммы, представляющей собой график изменения давления в цилиндре по ходу поршня. Индикаторная диаграмма строится с учётом данных расчёта рабочего процесса.

Найдем сначала показатель л - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Для существующих конструкций двигателей значение л лежит в пределах (0,23…0,30) [1, с. 116].

Принимаем:

л = 0,264.

Индикаторную диаграмму строим на миллиметровой бумаге в координатах P - S, где Р - абсолютное давление в цилиндре, S - ход поршня. При P_z =7,988 МПа и S=140 мм принимаем рекомендованные масштабы:

а) по оси ординат (масштаб давлений) м_Р=0,04 МПа/мм;

б) Рz =7,988/ м_Р = 7,988 / 0,04 = 199,7 мм

Приведённые величины, соответствующие рабочему объёму цилиндра и камеры сгорания:

Тогда:

Фазы газораспределения и угол опережения впрыска:

- начало открытия впускного клапана: (r?)^/ - 20? до ВМТ

- закрытие впускного клапана: (a?) - 56? до НМТ

- начало открытия выпускного клапана: (b?) - 56? до НМТ

- закрытие выпускного клапана: (a?) - 20? до ВМТ

- угол опережения зажигания: (c?) - 31? до ВМТ

Период задержки воспламенения примем равным 10?.

? ц₁? = 10?, Значит f = c? - ? ц₁? = 31 - 10 = 21? до ВМТ

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна

л = R/L_Ш = 0,264

Необходимые данные:

Ра = 0,091 МПа

Рr = 0,105 МПа

Рс = 3,994 МПа

Рb = 0,324 МПа

Произведём расчет двух точек, одной на политропе сжатия, и второй на политропе расширения. По формулам:

 - для политропы сжатия. (1.54)

где ОХ - расстояние по оси хода поршня, примем ОХ = 18 мм.

- для политропы расширения. (1.55)

где ОХ - расстояние по оси хода поршня, принимаем ОХ = 18 мм.

После построения индикаторной диаграммы, определим площадь скругленной диаграммы (aczґzba). Эта площадь составила Fґ = 3267,183 мм,². Для определения среднего действительного индикаторного давления воспользуемся формулой:

(1.56)

Эта величина близка к расчетной Р_iґ = 0,948 МПа.

Ошибка:

что свидетельствует о правильности построения диаграммы.

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения впрыска определяется положение точек b', r', а', а», с' и f по формуле для перемещения поршня (см. гл. VI [1, с. 115]):

АХ = (АВ/2)·[(1 - соs ц) + (л/4) (1 -cos 2ц)], (1.57)

Произведем расчет для одной точки b' при ц = 700°:

АХ = (140/2)·[(1 - соs 700°) + (0,264/4) (1 -cos 2·700°)],

AX = 5,3 мм

Положение точки Рc?:

Рc? = (1,15 - 1,25) · Рс = 1,2 · 3,994 = 4,8 МПа, (1.58)

Рc?/М_Р = 4,8/0,04 = 120

2. Тепловой баланс двигателя

Чтобы установить, как расходуется введённая в двигатель теплота, определим составляющие теплового баланса. Все расчеты ведём в номинальном режиме.

Общее количество теплоты, введённой в двигатель с топливом:

(2.1)

где

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с:

(2.2)

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:

(2.3)

где - коэффициент пропорциональности для 4-хтактных двигателей (принят из предела [1, с. 92]); - показатель степени для 4-хтактных двигателей (принят из предела [1, с. 92]).

Теплота, потерянная с отработанными газами:

где - теплоёмкость остаточных газов при постоянном давлении.

(определена по табл. 3.8 [1, с. 18] методом интерполяции)

Тогда:

- теплоёмкость свежего заряда при постоянном давлении.

- (определена по табл. 3.7 [1, с. 16] для воздуха методом интерполяции при )

Тогда:

Получим:

Неучтённые потери теплоты:

(2.4)

Составляющие теплового баланса заносим в табл. 2.1.

Таблица 2.1 Составляющие теплового баланса.

Составляющие теплового баланса	Q, Дж/с	q, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе	135800	35,13
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	144100	37,27
Теплота, унесённая с отработанными газами	105770	27,36
Неучтённые потери теплоты	939	0,24
Общее количество теплоты, введённой в двигатель с топливом	386609	100

3. Динамический расчёт

Динамический расчёт двигателя заключается в определении суммарных сил и моментов, действующих на детали кривошипно-шатунного механизма.

3.1 Силы давления газов

Строим развёрнутую индикаторную диаграмму по результатам расчёта кинематики в программе DR723, выбрав масштаб по оси абсцисс м_ц=2⁰ п.к.в./мм, а по оси ординат м_Р оставляем тем же, что и на индикаторной диаграмме в координатах Р - S. При этом имеем в виду, что на свёрнутой индикаторной диаграмме откладывается абсолютное давление Р_r, а на развёрнутой - избыточное давление газов . Это достигается путём перемещения оси ординат с нулевого уровня на уровень атмосферного давления, т.е. ось ц развёрнутой индикаторной диаграммы является продолжением линии Р₀ свёрнутой диаграммы в координатах Р - ц.

Приведем расчет одной точки кривой при угле ц = 370?п.к.в. и избыточное давление в этой точке :

(3.1)

Аналогично рассчитываются значения для остальных углов ц.

3.2 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

Для определения масс деталей поршневой группы воспользуемся конструктивными массами, приведенными в таблице 8.1 [1, с. 166]. По этой таблице выбираем значения конструктивных масс в зависимости от диаметра цилиндра

Для диаметра цилиндра 130 мм конструктивные массы принимаются максимальными (из значений в таблице).

- поршневая группа (поршень из алюминиевого сплава):

m_пґ = 300 кг/м²;

- шатун (стальной кованный):

m_шґ = 400 кг/м²;

- неуравновешенные части одного колена вала без противовесов (стальной кованый вал со сплошными шейками):

m_kґ = 400 кг/м².

Определяем соответствующие массы деталей поршневой группы, шатуна и неуравновешенных частей коленчатого вала:

(3.2)

(3.3)

(3.3)

Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная КШМ изображена на рис. 3.1:

а) б)

Рис. 3.1 - Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная КШМ: а) приведенная система КШМ; б) приведение масс кривошипа

Для упрощения расчетов действительный кривошипно-шатунный механизм заменяем динамически-эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Массы шатуна, сосредоточенные на оси поршневого пальца и на оси кривошипа:

(3.4)

(3.5)

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

(3.6)

Массы, совершающие вращательное движение:

(3.7)

3.3 Удельные силы инерции

Силы инерции, действующие в кривошипно-шатунном механизме, в соответствии с характером движения приведенных масс подразделяют на силы инерции поступательно движущихся масс и центробежные силы инерции вращающихся масс (рис. 3.2).

а) б)

Рис. 3.2 - Схема действия сил в КШМ: а) инерционных и газовых; б) суммарных

Удельные силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс для ц.= 370 п.к.в.:

(3.8)

где j - ускорение возвратно-поступательно движущихся масс, которое определяется по формуле:

(3.9)

Величина угловой скорости рассчитывается по выражению:

(3.10)

R = 130 мм = 0,13 м - радиус кривошипа.

Тогда:

Определяем соответственно центробежную силу инерции вращающихся масс, а также силы, из которых она складывается: силу инерции вращающихся масс шатуна и силу инерции вращающихся масс кривошипа:

(3.11)

(3.12)

(3.13)

3.4 Удельные суммарные силы

Расчет проведем для значения угла ц=370⁰ п.к.в.

Удельная суммарная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца, определяется суммированием удельной газовой силы и удельной силы инерции:

(3.14)

Удельная нормальная сила:

(3.15)

где =0,0458 для = 0,264 (таблица 22 [1, с. 130]).

Удельная сила, действующая вдоль шатуна:

 (3.16)

где для = 0,264 (таблица 23 [1, с. 130]).

Удельная сила, действующая по радиусу кривошипа:

(3.17)

где для = 0,264 (таблица 24 [1, с. 131]).

Удельная тангенциальная сила:

(3.18)

где для = 0,264 (таблица 25 [1, с. 131]).

Полная тангенциальная сила:

. (3.19)

По результатам расчётов в масштабе давлений м_Р = 0,04 МПа/мм строим графики удельных сил по углу поворота кривошипа ц.

С целью проверки правильности динамического расчёта и построения графиков удельных сил определяется величина средней удельной тангенциальной силы двумя способами:

1. по графику удельной тангенциальной силы:

 (3.20)

где и - соответственно положительные и отрицательные площади, заключённые под кривой Р_Т, мм²;

_Р - масштаб удельных сил;

ОВ - длина основания диаграммы, мм.

2. по данным теплового расчёта:

(3.21)

Ошибка:

< 10%

Из расчётов видно, что результаты отличаются друг от друга всего на <10%, следовательно, расчёты и построение графика выполнены верно.

3.5 Крутящие моменты

Период чередования крутящего момента:

(3.22)

Суммирование значений всех восьми цилиндров выполняем табличным способом. Результаты расчёта представлены в табл. 3.1.

Таблица 3.1. Крутящий момент двигателя

Цилиндры	Мкр, Нм
1 л	1п	2 л	2п	3 л	3п
ц	Мкр.ц, Нм	ц	Мкр.ц, Нм	ц	Мкр.ц, Нм	ц	Мкр.ц, Нм	ц	Мкр.ц, Нм	ц	Мкр.ц, Нм
0	0	120	605,1	240	-625,7	360	0	480	835,3	600	-614,8	199,9
10	-706,2	130	531,7	250	-566,8	370	1255,2	490	731,6	610	-536,6	708,9
20	-810,7	140	451,1	260	-499,3	380	1822,5	500	549,2	620	-448,3	1064,5
30	-798,7	150	361,6	270	-419,6	390	1401,1	510	441,5	630	-345,8	640,1
40	-718,2	160	254,9	280	-296,5	400	949,5	520	287,4	640	-186,6	290,5
50	-604,6	170	128,2	290	0	410	678,4	530	139,4	650	247,7	589,1
60	-475,9	180	0	300	205,4	420	592,7	540	0	660	463,1	785,3
70	-265,6	190	-127	310	320,4	430	634,2	550	-135	670	593,9	1020,9
80	170,8	200	-253,6	320	295	440	733,7	560	-260,3	680	709,4	1395
90	332,8	210	-363,9	330	105,7	450	832,4	570	-366,7	690	790,7	1331
100	436,6	220	-458,9	340	-180,2	460	851,8	580	-457,8	700	801,1	992,6
110	525,9	230	-545,7	350	-304,7	470	849,4	590	-539,9	710	691,5	676,5
120	605,1	240	-625,7	360	0	480	835,3	600	-614,8	720	0	199,9

По полученным данным строим кривую М_кр в масштабе:

м_кр = 10 Нм/мм; м_ц = 2 град п.к.в./мм

Средний крутящий момент:

а) по данным теплового расчёта:

(3.23)

б) по площади, заключённой под кривой М_кр:

(3.24)

где F - площадь кривой М_кр относительно оси Оц.

Ошибка:

Расчёт выполнен верно т.к. ошибка меньше

3.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Определим для ц = 370 п.к.в. значения Т и К.

Т = Рт · Fп · 10³ = 1,351 · 0,01327 · 10³ = 17,932 кН (3.25)

К = Рк · Fп · 10³ = 6,03 · 0,01327 · 10³ = 80,042 кН (3.26)

Рис. 3.3 - Силы, действующие на шатунную шейку вала

На основании данных полученных при расчете на ЭВМ строим полярную диаграмму нагрузки на шатунную шейку.

Для определения значения силы R_{шш max,} R_шш.ср, R_шшmin, - необходимо полярную диаграмму развернуть по углу ц. (построить ее в прямоугольных координатах).

Для определения R_шш.ср, необходимо подсчитать площадь под кривой R_шш: F_{п. Rшш} = 8364,7мм²

Тогда:

 (3.27)

R_{шш max} = 69,344 кН

R_шшmin, = 7,719 кН

Диаграмму износа шатунной шейки строим на основании таблицы 3.2, составленной, исходя из допущений, что износ пропорционален силе и распространяется от места приложения этой силы на 60 в каждую сторону. Ось масляного отверстия находится посередине участка ненагруженного силами. (Аґґ Вґґ) и ц._м = 69.

Построение диаграммы износа шатунной шейки.

Таблица 3.2 Сумма сил R_шш по лучам, шейки вала

ц	Значения RШШ для лучей, кН
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
0	36,324	36,324	36,324									36,324
30	30,125	30,125	30,125									30,125
60	16,567	16,567	16,567									16,567
90	15,125	15,125									15,125	15,125
120	22,875	22,875									22,875	22,875
150	26,099	26,099									26,099	26,099
180	26,524	26,524									26,524	26,524
210	26,18	26,18	26,18									26,18
240	23,243	23,243	23,243									23,243
270	15,873	15,873	15,873									15,873
300	14,247	14,247									14,247	14,247
310	16,186	16,186									16,186	16,186
320	17,148	17,148									17,148	17,148
330	15,095	15,095									15,095	15,095
340	8,007	8,007										8,007
350				7,719	7,719	7,719	7,719
360					28,552	28,552	28,55	28,552
370						69,344	69,34	69,344	69,344
380							49,69	49,689	49,689	49,689
390							23,84	23,839	23,839	23,839
400									13,656	13,656	13,656	13,656
410	12,48									12,48	12,48	12,48
420	13,491									13,491	13,491	13,491
430	15,167									15,167	15,167	15,167
440	17,479									17,479	17,479	17,479
450	20,187									20,187	20,187	20,187
480	27,044	27,044									27,044	27,044
484	27,612	27,612									27,612	27,612
490	28,278	28,278									28,278	28,278
500	28,898	28,898									28,898	28,898
510	29,042	29,042									29,042	29,042
520	28,869	28,869									28,869	28,869
530	28,515	28,515									28,515	28,515
540	28,07	28,07									28,07	28,07
570	26,283	26,283	26,283									26,283
600	23,049	23,049	23,049									23,049
630	15,232	15,232	15,232									15,232
660	16,442	16,442										16,442
690	29,945	29,945										29,945
720	36,324	36,324										36,324
RШШ	762,025	683,221	212,876	7,719	36,271	105,615	179,14	171,424	156,528	165,988	472,087	775,681

Заключение

В результате выполненного теплового и динамического расчетов карбюраторного четырёхцилиндрового двигателя доказана принципиальная возможность уменьшения основных размеров двигателя за счет незначительного повышения степени сжатия, что позволит улучшить весогабаритные показатели и увеличить моторесурс двигателя за счет снижения средней скорости поршня.

Прочностной расчет основных деталей двигателя показал, что напряжения в основных деталях двигателя меньше допустимых значений.

Выполнен поперечный разрез двигателя.

Список использованной литературы

1. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Высшая школа, 1980.-400 с.

2. Методические указания к выполнению курсового проекта по ДВС.

3. Автомобильные двигатели. Архангельский В.М., Вихерт М.М., Войков А.И. и др. - М.: Машиностроение, 1977.-340 с.

Размещено на Allbest.ru