Расчет автомобильных двигателей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

электродвигатель поршень шатун технический

Выполнение курсового проекта песледует цель закрепления знаний по описательному разделу курса “Автомобильные двигатели” соответствующим разделам теории двигателей внутреннего сгорания и динамики поршневых двигателей внутреннего сгорания.

Задачами курсового проекта являются:

1. Закрепление студентами знаний по всему курсу двигателей в сочетании со знаниями, полученными ранее по ряду общетехнических и специальных курсов, в их практическом применении к пректированию и расчёту двигателя.

2. Развитие творческих способностей и инициативы при решении инженерно-конструкторских задач в области двигателестроения.

3. Привитие навыков в работе по проектированию и призводству инженерных расчётов и пользованию справочной литературой.

4. Получение практики по обоснованию применяемых решений и по критической оценке конструкций в процессе компановки и конструктивной разработки проекта.

5. Приобретение будущими специалистами способности к краткому изложению сути и способов решения задач, мотивированному обоснованию принимаемых решений и методов убеждения.

1. Тепловой расчёт двигателя

Исходные данные

- тип двигателя КамАЗ-740.10 автомобильный, дизельный, четырехтактный, восьмицилиндровый, V-образный;

- частота вращения коленчатого вала мин ^-1;

- степень сжатия ;

- расчетная эффективная мощность дизеля кВт;

- коэффициент избытка воздуха дизеля без наддува ;

- вид топлива - дизельное топливо «Л» ГОСТ 305-82, средний элементарный состав: , , .

Топливо

Определяем низшую теплоту сгорания топлива

Q_H = 33,91•C+125,6•H-10,89•(O-S)-2,51•(9•H+W) = 42,5 МДж/кг. (1.1)

Параметры рабочего тела

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

, кг, (1.2)

где - процентное содержание углерода в топливе,%;

- процентное содержание водорода в топливе,%;

- процентное содержание кислорода в топливе,%.

кг.

, кмоль, (1.3)

где - молекулярная масса воздуха, кг/моль (кг/моль);

, кмоль

Определяем количество свежего заряда

, кмоль, (1.4)

кмоль;

Определяем общее количество продуктов сгорания

, кмоль; (1.5)

кмоль;

Параметры окружающей среды и остаточные газы

Принимаем атмосферные условия МПа, К.

Определяем давление и температуру остаточных газов

МПа; (1.6)

МПа

Принимаем К.

Процесс впуска

Принимаем температуру подогрева свежего заряда .

Определяем плотность заряда на впуске

, кг/м ³, (1.7)

где - удельная газовая постоянная для воздуха, Дж/кг·град (Дж/кг·град);

кг/м ³.

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

Определяем потери давления на впуске в двигатель

, МПа; (1.8)

МПа.

Определяем давление в конце впуска

, МПа;

МПа. (1.9)

Определяем коэффициент остаточных газов

;

. (1.10)

Определяем температуру в конце впуска

, К;

К. (1.11)

Определяем коэффициент наполнения

;

. (1.12)

Процесс сжатия

Определяем показатель адиабаты сжатия в функции и по номограмме.[1]

Определяем показатель политропы сжатия в зависимости от =1,369, который устанавливается в пределах

(1.13)

Принимаем равное

Определяем давление в конце сжатия

, МПа;

 МПа; (1.14)

Определяем температуру в конце сжатия

, К;

К; (1.15)

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

, кДж/(кмоль•град);

кДж/(кмоль•град); (1.16)

Определяем число молей остаточных газов

, кмоль;

кмоль; (1.17)

Определяем число молей газов в конце сжатия до сгорания

, кмоль;

кмоль. (1.18)

Процесс сгорания

Определяем среднюю молярную теплоемкость продуктов сгорания в дизеле при постоянном давлении, при

, кДж/(кмоль•град);

=

кДж/(кмоль•град). (1.19)

Определяем число молей газов после сгорания

, кмоль;

кмоль. (1.20)

Определяем расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси

;

. (1.21)

Принимаем коэффициент использования теплоты . Тогда количество теплоты, передаваемое газом на участке индикаторной диаграммы при сгорании 1 кг топлива определится как

, кДж/кг;

кДж/кг. (1.22)

Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания

; (1.23)



Решаем полученное квадратное уравнение относительно и находим его значение К.

Определяем давление в конце процесса сгорания

, МПа, (1.24)

где - степень повышения давления .

МПа.

Определяем степень предварительного расширения

. (1.25)

Процесс расширения

Определяем степень последующего расширения

;

(1.26)

Показатель политропы расширения для дизеля определяем по номограмме [1], учитывая, что его значение незначительно отличаются от значения показателя адиабаты расширения , .

Определение показателя политропы расширения производим следующим образом.

По имеющимся значениям и определяем точку пересечения. Через полученную точку проводим горизонталь до пересечения с вертикалью, опущенной из точки , получая какое-то значение . Далее двигаемся по этой кривой до пересечения с вертикалью, опущенной из заданного значения . Ордината точки пересечения дает искомое значение .

Определяем давление процесса расширения

, МПа;

МПа. (1.27)

Определяем температуру процесса расширения

, К;

К. (1.28)

Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать для номинального скоростного режима).

, К;

К. (1.29)

Погрешность расчета составляет

;

. (1.30)

Индикаторные параметры рабочего цикла дизеля

Определяем среднее индикаторное давление цикла для нескругленной индикаторной диаграммы

, МПа; (1.31)

МПа.

Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы .

Определяем среднее индикаторное давление цикла для скругленной индикаторной диаграммы

, МПа;

МПа. (1.32)

Определяем индикаторный КПД

;

. (1.33)

Определяем индикаторный удельный расход топлива

, г/кВт•ч;

г/кВт•ч. (1.34)

Эффективные показатели дизеля

Принимаем предварительно среднюю скорость поршня м/с.

Определяем среднее давление механических потерь

, МПа, (1.35)

учитывая, что , для дизелей с неразделенными КС;

МПа.

Определяем среднее эффективное давление

, МПа;

МПа. (1.36)

Определяем механический КПД

;

. (1.37)

Определяем эффективный КПД

;

. (1.38)

Определяем эффективный удельный расход топлива

, г/кВт•ч;

г/кВт•ч. (1.39)

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

, л;

л. (1.40)

Выбираем значение

.

Определяем диаметр цилиндра

, мм, (1.41)

а затем округляем его.

, мм.

Принимаем D=120 мм.

Определяем ход поршня

, мм;

мм. (1.42)

Определяем площадь поршня

, мм²;

мм². (1.43)

Определяем рабочий объем цилиндра

, л;

мм³ л. (1.44)

Определяем среднюю скорость поршня

, м/с;

м/с. (1.45)

сравниваем ее значение с ранее принятым.

Определяем значение расчетной эффективной мощности

, кВт;

кВт. (1.46)

Сравниваем полученное значение мощности с заданным, делаем выводы о правильности проведенного теплового расчета.

Погрешность расчета составляет

; (1.47)

.

Тепловой баланс двигателя

В общем виде внешний тепловой баланс двигателя определяется из следующих составляющих

Q_o = Q_e+Q_г+Q_в+Q_н.с.+Q_ост., (1.48)

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

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

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

Q_в - теплота, передаваемая охлаждающей среде, Дж/с;

Q_н.с. - теплота, отерянная из-за химической неполноты сгорания топлива, Дж/с;

Q_ост - неуточнённые потери теплоты.

Определяем часовой расход топлива

G_m = N_e•g_e•10^-3 = 127•255,1•10^-3 = 32,4 кг/ч. (1.49)

Определяем общее количество теплоты

. (1.50)

Определяем теплоту, эквивалентную эффективной работе двигателя,

Q_e = 1000•N_e = 1000•127 = 127•10³ Дж/с. (1.51)

Определяем теплоту, потерянную с отработавшими газами,

(1.52)

Определяем теплоту, передаваемую охлаждающей среде для дизеля,

 (1.53)

Определяем теплоту, потерянную из-за химической неполноты сгорания топлива,

. (1.54)

Определяем неучтённые потери теплоты, которые определяются по формуле

Q_ост = Q_o -(Q_e+Q_г+Q_в+Q_н.с.+Q_ост.),

Q_ост = 382-(127+105+69,7) = 80,3 КДж/с.

Результаты расчётов сводим в таблицу.

Таблица 1.1. Основные величины теплового баланса двигателя

Составляющие теплового баланса	Q, Дж/с
Общее количество теплоты, введённой в двигатель с топливом	382•103
Теплота, эквивалентная эффективной работе	127•103
Теплота, потерянная с отработавшими газами	105•103
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	69,7•103
Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива	0
Неучтённые потери теплоты	80,3•103

2. Построение индикаторной диаграммы

Построение свернутой индикаторной диаграммы ДВС производится по данным теплового расчета. Диаграмму следует строить в прямоугольных координатах , где - ход поршня. Высота диаграммы должна быть в раза больше ее основания. Для построения принимаем следующие масштабы.

Масштаб давления МПа/мм.

Масштаб перемещения поршня мм S/мм чертежа.

От начала координат в масштабе по оси абсцисс откладывают значение приведенной высоты камеры сжатия и хода поршня (размер по чертежу мм). При этом

. (2.1)

Абсцисса точки на индикаторной диаграмме дизеля определяется

.

По оси ординат в масштабе откладываются величины давления в характерных точках диаграммы, а также значения .

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

, (2.2)

а для политропы расширения по выражению

. (2.3)

Рассчитанные значения давлений в промежуточных точках заносятся в таблицу. 2.1

Таблица 2.1. Величины давлений в промежуточных точках политропы сжатия и политропы расширения

точки	, мм	Политропа сжатия	Политропа расширения
		, мм	, МПа	, мм	, МПа
1	19,5	21,6	1,0781	65,3	3,2628
2	31,5	11,2	0,5583	35,5	1,7737
3	43,5	7,2	0,3586	23,5	1,1768
4	55,5	5,1	0,2567	17,3	0,8634
5	67,5	3,9	0,1962	13,5	0,6733
6	79,5	3,1	0,1568	10,9	0,5468
7	91,5	2,6	0,1293	9,1	0,4574
8	103,5	2,2	0,1092	7,8	0,3911
9	115,5	1,9	0,0939	6,8	0,3402

Для скругления индикаторной диаграммы необходимо воспользоваться диаграммой фаз газораспределения, которую следует построить в правой верхней части листа. Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна .

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

3. Кинематический расчет двигателя

Для выполнения кинематического расчета КШМ двигателя необходимо оформить таблицу значений перемещения, скорости и ускорения поршня, рассчитанных через 20 градусов поворота коленчатого вала.

При расчете значений, для двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом, следует воспользоваться формулами:

- перемещения поршня

, мм. (3.1)

- скорости поршня

, м/с. (3.2)

- ускорение поршня

, м/с ². (3.3)

Значения тригонометрических функций для выбранного угла берутся из таблиц приложений.

Значения радиуса кривошипа берутся в зависимости от рассчитанного ранее значения хода поршня.

Значения берутся из технической характеристики двигателя.

Рассчитанные значения параметров для построения графиков перемещения, скорости и ускорения поршня заносятся в табл. 3

Таблица 3.1. Данные для построения графиков перемещения, скорости и ускорения поршня

, п.к.в.	, м10 -3 мм	, м10 -3 мм	, м10 -3 мм	, м/с	, м/с	, м/с	, м/с 2	, м/с 2	, м/с 2
0	0	0	0	0	0	0	3790	1023	4813
20	3,6	0,9	4,6	5,2	1,3	6,5	3561	784	4345
40	14,0	3,3	17,4	9,7	2,0	11,7	2903	178	3081
60	30,0	6,1	36,1	13,1	1,8	14,8	1895	-512	1383
80	49,6	7,9	57,4	14,9	0,7	15,5	658	-962	-303
100	70,4	7,9	78,3	14,9	-0,7	14,2	-658	-962	-1620
120	90,0	6,1	96,1	13,1	-1,8	11,3	-1895	-512	-2407
140	106,0	3,3	109,3	9,7	-2,0	7,7	-2903	178	-2726
160	116,4	0,9	117,3	5,2	-1,3	3,8	-3561	784	-2777
180	120,0	0,0	120,0	0,0	0,0	0,0	-3790	1023	-2767
200	116,4	0,9	117,3	-5,2	1,3	-3,8	-3561	784	-2777
220	106,0	3,3	109,3	-9,7	2,0	-7,7	-2903	178	-2726
240	90,0	6,1	96,1	-13,1	1,8	-11,3	-1895	-512	-2407
260	70,4	7,9	78,3	-14,9	0,7	-14,2	-658	-962	-1620
280	49,6	7,9	57,4	-14,9	-0,7	-15,5	658	-962	-303
300	30,0	6,1	36,1	-13,1	-1,8	-14,8	1895	-512	1383
320	14,0	3,3	17,4	-9,7	-2,0	-11,7	2903	178	3081
340	3,6	0,9	4,6	-5,2	-1,3	-6,5	3561	784	4345
360	0	0	0	0	0	0	3790	1023	4813

По рассчитанным данным строят графики изменения перемещения, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

Для этого ниже свернутой индикаторной диаграммы двигателя наносятся координатные оси. Принимая во внимание, что , проводятся вертикальные линии через точки ВМТ и НМТ на индикаторной диаграмме и горизонтальные линии, служащие осями абсцисс графиков. Значения углов поворота коленчатого вала от 0 до 360 градусов следует равномерно нанести между этими вертикальными линиями. Линия, проведенная через точку ВМТ, одновременно является осью ординат графиков.

Масштаб графиков выбирается с таким расчетом, чтобы равномерно заполнить имеющееся место.

На графиков обозначаются составляющие первого и второго порядков, а также их суммарные значения.

4. Динамический расчёт двигателя

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

1) Индикаторная диаграмма строится на листе бумаги формата А1 в верхнем левом углу.

2) В правом верхнем углу строится диаграмма фаз газораспределения, а под ней схема кривошипно-шатунного механизма с указанием точек приложения сил и знаков (+, -) действия сил.

3) Построенная скругленная индикаторная диаграмма, пользуясь методом Брикса, развертывается в диаграмму избыточных сил давления газов (МПа) по углу поворота коленчатого вала в масштабе мм .

4) Ниже полуокружности наносятся координаты и строятся графики перемещения, скорости и ускорения поршня, ширина графиков равна , высота в любом масштабе.

5) Руководствуясь найденными размерами двигателя, определяется масса частей, движущихся возвратно-поступательно, и масса частей, совершающих вращательное движение. Для этой цели необходимо задаться конструктивными массами поршневой и шатунной группы, пользуясь табл. 4.

Значение масс поршня, шатуна и коленчатого вала определяется по формуле:

, кг (4.1)

где - конструктивная масса детали, отнесенная к площади поршня, кг/м ²;

- площадь поршня, м ².

Конструктивные массы деталей, отнесенные к площади поршня выбираем из таблицы [1].

Определяем массу поршня

кг.

Определяем массу шатуна

кг.

Определяем массу коленчатого вала

кг.

Масса частей, движущихся возвратно-поступательно

, кг, (4.2)

где - масса шатуна, приведённая к поршню, кг.

, кг; (4.3)

кг;

кг.

Масса вращающихся деталей в V-образных двигателях

, кг, (4.4)

где - масса шатуна, приведённая к коленчатому валу, кг.

, кг; (4.5)

кг;

кг.

Соответствие выбранных масс можно проверить по значению удельной силы инерции по формуле

, МПа; (4.6)

МПа.

МПа - допустимое значение удельной силы инерции для дизельных двигателей с числом оборотов мин ^-1.

Максимум удельной силы не превышает допустимого значения.

6) Производится расчет сил, действующих в КШМ

- силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс

, Н. (4.7)

- центробежной силы инерции вращающихся масс

, Н; (4.8)

Н.

- силы инерции вращающихся масс шатуна

, Н; (4.9)

Н.

- суммарной силы, действующей на поршень

, Н. (4.10)

- боковой силы, перпендикулярной оси цилиндра

, Н. (4.11)

- силы, действующей вдоль шатуна

, Н. (4.12)

- нормальной силы, действующей вдоль радиуса кривошипа

, Н. (4.13)

- тангенциальной силы, касательной окружности кривошипа

, Н. (4.14)

Значения тригонометрических функций для выбранного значения принимаем из таблицы [1]. Расчет для всех действующих сил проводим через 20 ⁰ поворота коленчатого вала.

Данные расчетов сил для различных углов сводим в табл. 5 По рассчитанным данным строим графики изменения сил в зависимости от угла поворота коленчатого вала масштабе .

Таблица 4.1. Расчётные данные давлений и сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме

ц°	?pг, МПа	pj, МПа	pУ, МПа	Pг, кН	Pj, кН	PУ, кН	N, кН	S, кН	K, кН	Т, кН	Mi, Н•м
0	0,12	-1,565	-1,445	1,36	-17,68	-16,33	0,00	-16,33	-16,33	0,00	0
20	0,12	-1,413	-1,293	1,36	-15,96	-14,61	-1,35	-14,67	-13,26	-6,27	-376
40	0,115	-1,002	-0,887	1,30	-11,32	-10,02	-1,77	-10,17	-6,54	-7,79	-468
60	0,109	-0,450	-0,341	1,23	-5,08	-3,85	-0,93	-3,96	-1,12	-3,80	-228
80	0,102	0,099	0,201	1,15	1,11	2,27	0,63	2,35	-0,22	2,34	140
100	0,095	0,527	0,622	1,07	5,95	7,02	1,94	7,29	-3,13	6,58	395
120	0,09	0,782	0,872	1,02	8,84	9,86	2,37	10,14	-6,98	7,35	441
140	0,086	0,886	0,972	0,97	10,01	10,99	1,94	11,15	-9,66	5,58	335
160	0,083	0,903	0,986	0,94	10,20	11,14	1,03	11,19	-10,82	2,84	170
180	0,082	0,900	0,982	0,93	10,16	11,09	0,00	11,09	-11,09	0,00	0
200	0,085	0,903	0,988	0,96	10,20	11,16	-1,04	11,21	-10,85	-2,85	-171
220	0,094	0,886	0,980	1,06	10,01	11,08	-1,95	11,25	-9,74	-5,62	-337
240	0,11	0,782	0,892	1,24	8,84	10,08	-2,43	10,37	-7,14	-7,52	-451
260	0,141	0,527	0,668	1,59	5,95	7,54	-2,08	7,83	-3,36	-7,07	-424
280	0,206	0,099	0,305	2,33	1,11	3,44	-0,95	3,57	-0,34	-3,56	-213
300	0,357	-0,450	-0,093	4,03	-5,08	-1,05	0,25	-1,08	-0,31	1,03	62
320	0,787	-1,002	-0,215	8,89	-11,32	-2,43	0,43	-2,46	-1,58	1,89	113
340	1,687	-1,413	0,274	19,06	-15,96	3,10	-0,29	3,11	2,81	-1,33	-80
360	4	-1,565	2,435	45,20	-17,68	27,52	0,00	27,52	27,52	0,00	0
370	8	-1,526	6,474	90,40	-17,25	73,15	3,43	73,24	71,45	16,08	965
380	6,199	-1,413	4,786	70,05	-15,96	54,08	5,02	54,32	49,11	23,21	1393
400	2,333	-1,002	1,331	26,36	-11,32	15,04	2,65	15,28	9,82	11,70	702
420	1,166	-0,450	0,716	13,18	-5,08	8,09	1,95	8,32	2,36	7,98	479
440	0,706	0,099	0,805	7,98	1,11	9,09	2,51	9,43	-0,89	9,39	563
460	0,495	0,527	1,022	5,59	5,95	11,54	3,18	11,98	-5,14	10,82	649
480	0,39	0,782	1,172	4,41	8,84	13,25	3,19	13,63	-9,38	9,88	593
500	0,336	0,886	1,222	3,80	10,01	13,81	2,43	14,02	-12,14	7,01	421
520	0,31	0,903	1,213	3,50	10,20	13,71	1,27	13,77	-13,32	3,49	210
540	0,285	0,900	1,185	3,22	10,16	13,39	0,00	13,39	-13,39	0,00	0
560	0,258	0,903	1,161	2,92	10,20	13,12	-1,22	13,18	-12,74	-3,34	-201
580	0,22	0,886	1,106	2,49	10,01	12,50	-2,20	12,69	-10,99	-6,35	-381
600	0,185	0,782	0,967	2,09	8,84	10,93	-2,63	11,24	-7,74	-8,15	-489
620	0,156	0,527	0,683	1,76	5,95	7,71	-2,13	8,00	-3,43	-7,23	-434
640	0,136	0,099	0,235	1,54	1,11	2,65	-0,73	2,75	-0,26	-2,74	-164
660	0,125	-0,450	-0,325	1,41	-5,08	-3,67	0,88	-3,77	-1,07	3,62	217
680	0,121	-1,002	-0,881	1,37	-11,32	-9,95	1,75	-10,11	-6,50	7,74	464
700	0,12	-1,413	-1,293	1,36	-15,96	-14,61	1,35	-14,67	-13,26	6,27	376
720	0,12	-1,565	-1,445	1,36	-17,68	-16,33	0,00	-16,33	-16,33	0,00	0

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

На верхнем графике строят изменения сил давления газов , удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс и суммарной силы

, МПа.. (4.15)

Ниже строят значения сил в масштабе

Н/мм.

- найденной ранее силы ;

- боковой силы , действующей на стенку цилиндра и силы , действующей вдоль шатуна;

- нормальной силы , действующей по оси кривошипа и тангенциальной силы .

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

9) Для нахождения результирующей силы на шатунную шейку необходимо полюс переместить по вертикали вниз на величину вектора (- сила, возникающая вследствие вращения части массы шатуна и постоянна по величине и направлению) и обозначить эту точку . Затем вокруг точки проводится окружность любого радиуса, удобнее - радиусом шатунной шейки . Точка соединяется с точками , , и всеми остальными через тонкими прямыми линиями, конец которых должен выходить за пределы окружности. Вектор для каждого угла дает и направление и значение результирующей силы (нагрузки) на шатунную шейку.

10) Для построения развертки диаграммы нагрузки в прямоугольные координаты через точку проводится горизонтальная линия, служащая осью углов . Углы обозначаются через выбранные в пределах и через эти точки проводят вертикали. Для каждого угла , , и т.д. берется значение результирующей силы с полярной диаграммы нагрузки и откладывается по вертикали, причем все значения считаются положительными. Точки соединяются плавной кривой результирующей силы . На графике развертки обозначают точки кН, кН,

, кН; (4.16)

кН.

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

, МПа/м, (4.17)

где - диаметр шатунной шейки, м,

- рабочая ширина вкладыша (принимается), м.

МПа/м.

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

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

Для этого ниже полярной диаграммы строится еще одна окружность, (также удобнее радиусом ). К внешней стороне окружности прикладываются векторы усилий, параллельные соответствующим векторам полярной диаграммы (параллельно силам ) так, чтобы линия действия их проходила через центр. Значение усилий для каждого угла берется с развернутой диаграммы нагрузки, и под углом к направлению каждого усилия в обе стороны проводятся кольцевые полоски, высота которых пропорционально этому усилию. Суммарная площадь этих полосок в итоге представляет собой условную диаграмму износа. На диаграмме износа шейки видна зона наибольших и наименьших давлений на нее. В месте наименьших давлений проводится осевая линия, где должно выводиться отверстие подвода масла к подшипнику.

12) Под графиком развернутой диаграммы нагрузки строят кривую суммарного индикаторного крутящего момента. Для этого по оси абсцисс откладывают значение угла поворота кривошипа в пределах от до ( - число цилиндров) для четырехтактного двигателя.

По оси ординат откладывается значение крутящего момента, равное

, (4.18)

в масштабе Н·м/мм, значение силы берется с построенного на листе 1 графика.

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

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

, Н·м, (4.19)

где и - положительная и отрицательная площади диаграммы.

мм.

, Н·м (4.20)

Н·м.

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

, Н·м, (4.21)

Н·м.

Полученное значение среднего эффективного крутящего момента следует сопоставить с расчетным значением

, Н·м, (4.22)

Н·м.

Отклонение графического полученного значения момента от его расчетного значения не должно превышать

, (4.23)



Отклонение не превышает допустимого значения.

5. Уравновешивание двигателя

После выполнения кинематического и динамического расчётов производится анализ уравновешенности рассматриваемого двигателя.

Данный двигатель можно рассматривать как четыре двухцилиндровых V - образных двигателя.

Равнодействующая сил инерции 1 порядка постоянна по величине и всегда направлена по радиусу кривошипа. Уравновешивается соответственно для первого и четвёртого, второго и третьего колена.

.

Аналогично уравновешиваются силы P_S для первого и четвёртого, второго и третьего колена и равнодействующая сил инерции 2 порядка.

;

.

Поскольку вал несимметричен в плоскости вала будут действовать моменты M_jI и M_S. Величина этих моментов определяется относительно центра коленчатого вала.

Суммарный момент сил инерции первого и четвёртого колена действует в плоскости этих колен и равен

M^1,4_jI=3L_ц•R_jI; (5.1)

M^1,4_S=3L_ц•P_S. (5.2)

Суммарный момент сил второго и третьего колена действует в плоскости этих колен и равен

M^2,3_jI=L_ц•R_jI; (5.3)

M^2,3_S=L_ц•P_S. (5.4)

Результиркющий момент получается путём геометрического сложения векторов этих моментов

; (5.5)

. (5.6)

Результирующий момент M_R может быть уравновешен как противовесами, установленными на каждом кривошипе, так и противовесами, размещёнными на концах коленчатого вала.

Равнодействующие сил инерции 2 порядка лежат в горизонтальной плоскости, равны по величине и попарно противоположны. Поэтому сумма моментов сил инерции 2 порядка равна нулю

.

Расчитываем величины неуравновешенных моментов

Моменты M_jI и M_S лежат в одной плоскости, поэтому результирующий момент найдём как их сумму

M_R=M_jI+M_S=0,109+0,251=0,36щ².

Наиболее простым способом уравновешивания этого момента является уравновешивание его противовесами, установленными на концах коленчатого вала.

Сила инерции возникающая в следствии вращения груза противовеса равна

P_г=m_г•R_г•щ².

Момент этой силы создаваемый на плече L равен

M_г=P_г•L= m_г•R_г•щ²•L.

Для того чтобы двигатель был уравновешен момент сил инерции грузов должен быть равен результирующему моменту и противоположен по направлению, и должен лежать в одной с ним плоскости.

M_R= M_г;

m_г•R_г•щ²•L=0,36щ²;

m_г•R_г• L =0,36.

Принимаем расстояние L=0,78м, R_г=0,06м. Тогда вес грузов определится

m_г•0,06•0,78=0,36;

m_г=7,7 кг.

Определяем плоскость действия моментов.

Результирующий момент 1 и 4 колена равен

M^1,4_R=M^1,4_jI+M^1,4_S=3•l_ц•R_jI+3•l_ц•R_S=3•l_ц•(R_jI+R_S).

Результирующий момент 2 и 3 колена оределится как

M^2,3 _R=M^2,3_jI+M^2,3_S=l_ц•R_jI+l_ц•R_S=l_ц•(R_jI+R_S).

Поскольку вектора этих моментов взаимоперпендикулярны, то тангенс угла наклона (б) результирующего вектора момента M_R к горизонтальной плоскости равен

; б=arctg(1/3)=18°26'.

Т.к. плоскость действия момента перпендикулярна его вектору то угол наклона плоскости относительно вертикали равен 18°26'. В этой плоскости будем располагать грузы массой 7,7 кг на расстоянии 0,06 м от оси вращения кривошипа и на расстоянии 0,78 м друг от друга.

6. Расчёт и проектирование деталей двигателя

6.1 Расчет поршня

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) определяем: диаметр цилиндра мм, ход поршня мм, максимальное давление сгорания МПа при частоте вращения  мин^-1, площадь поршня см ^2, наибольшую нормальную силу МН при угле , массу поршневой группы кг, максимальную частоту вращения холостого хода мин ^-1, значение.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учетом соотношений, приведенных в табл. 7.1 [1] принимаем: высоту поршня мм, высоту юбки поршня мм, радиальную толщину кольца мм, радиальный зазор кольца в канавке поршня мм, толщину стенки головки поршня мм, величину верхней кольцевой перемычки мм, число и диаметр масляных каналов в поршне и мм.

Назначаем материал поршня - алюминиевый сплав, 1/К;

материал гильзы цилиндра - серый чугун, 1/К.

Определяем напряжение сжатия в сечении x-x (рис. 7.1)

, МПа, (6.1)

где - максимальная сила давления газов на днище поршня.

- площадь сечения х-х, м ².

, МН; (6.2)

- площадь поршня, м ²;

МН.

, м ², (6.3)

- внутренний диаметр поршня, м;

м - диаметр поршня по дну канавок.

, м; (6.4)

м

м ² - площадь продольного диаметрального сечения масляного канала.

, м ²; (6.5)

м ².

м ².

МПа..

Определяем напряжение разрыва в сечении х-х

, МПа.; (6.6)

Сила инерции возвратно-поступательных масс определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя

, МН, (6.7)

где - радиус кривошипа, м;

- масса головки поршня с кольцами, расположенная выше сечения х-х.

, кг, (6.8)

- масса поршневой группы, кг

кг.

- максимальная угловая скорость холостого хода двигателя

, рад/с, (6.9)

- максимальная частота вращения коленчатого вала при холостом ходе двигателя, мин-1.

рад/с.

- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, .

МН.

МПа..

Определяем напряжения среза кольцевой перемычки

, МПа;. (6.10)

МПа.

Определяем напряжения изгиба кольцевой перемычки

, МПа, (6.11)

где и - диаметр цилиндра и толщина верхней кольцевой перемычки, м и м.

МПа..

Сложное напряжение определится

, МПа (6.12)

МПа,

МПа < МПа..

Определяем удельные давления юбки поршня и всей высоты поршня на стенку цилиндра

, МПа, (6.13)

, МПа (6.14)

где - высота юбки поршня, м;

- высота поршня, м;

- наибольшая нормальная сила, действующая на стенку цилиндра при работе двигателя на режиме максимальной мощности, МН.

МПа;

МПа.

Для автотракторных двигателей МПа и МПа.

Определяем условие гарантированной подвижности поршня в горячем состоянии.

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя размеры диаметров головки и юбки поршня определяют, исходя из наличия необходимых монтажных зазоров и между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии

, мм; (6.15)

мм.

, мм; (6.16)

мм.

Диаметры головки и юбки поршня с учетом монтажных зазоров определяют по формулам

, мм; (6.17)

мм.

, мм; (6.18)

мм.

Правильность установленных размеров и проверяют в горячем состоянии по формулам

, мм, (6.19)

, мм, (6.20)

где и - диаметральные зазоры в горячем состоянии соответственно между стенкой цилиндра и головкой поршня и между стенкой цилиндра и юбкой поршня, мм;

и - коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня

- для чугуна 1/К;

- для алюминиевых сплавов 1/К;

, , - соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии, К, К и К;

- начальная температура цилиндра и поршня, К.

мм;

мм.

Тепловые зазоры обеспечены.

6.2 Расчет поршневого пальца

Основные конструктивные размеры поршневых пальцев принимаем из табл. 7.1[1] или по данным прототипа. Кроме того по данным теплового расчета принимаем: максимальное давление сгорания МПа, наружный диаметр пальца мм, внутренний диаметр пальца мм, длина пальца мм, длина опорной поверхности пальца в головке шатуна мм, расстояние между торцами бобышек мм. Материал поршневого пальца - сталь 15Х, МПа. Палец плавающего типа.

Определяем расчетную силу, действующую на палец

, МН, (6.21)

где - максимальное давление газов на номинальном режиме работы,

МПа;

- коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца, ;

- сила инерции поршневой группы при .

, МН, (6.22)

- угловая скорость при номинальной частоте вращения.

, рад/с, (6.23)

- номинальная частота вращения коленчатого вала, мин ^-1.

рад/с;

МН;

МН.

Определяем удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

МПа, (6.24)

где - наружный диаметр пальца, м;

- длина опорной поверхности пальца в головке шатуна, м.

МПа.

Определяем удельное давление пальца на бобышки

, МПа, (6.25)

где - общая длина пальца, м;

- расстояние между торцами бобышек, м;

- длина опорной поверхности пальца в бобышках, м.

МПа..

Для автомобильных двигателей МПа и МПа.

Определяем напряжение изгиба в среднем сечении пальца

, МПа, (6.26)

где - отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.

МПа.

< МПа.

Определяем касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна

, МПа (6.27)

МПа.

< МПа.

Определяем наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

, мм, (6.28)

где - модуль упругости материала пальца, МПа.

мм.

Значение не должно быть больше 0,02…0,05 мм.

Определяем напряжения овализации на внешней поверхности пальца

- в горизонтальной плоскости

, МПа; (6.29)

МПа.

- в вертикальной плоскости

, МПа, (6.30)

МПа.

Определяем напряжения овализации на внутренней поверхности пальца

- в горизонтальной плоскости

,МПа; (6.31)

,МПа.

- в вертикальной плоскости

,МПа; (6.32)

, МПа.

Наибольшее напряжение овализации возникает на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости

< МПа.

6.3 Расчет поршневого кольца

Основные данные для расчета принимаются из табл. 7.1 [1]. Материал кольца - серый чугун, МПа.

Определяем среднее значение давления кольца на стенку цилиндра

, МПа, (6.33)

где - модуль упругости материала кольца, МПа;

- радиальная толщина кольца, мм;

- разность между величинами зазоров кольца в свободном и рабочем состояниях.

, мм; (6.34)

мм.

МПа.

МПа < МПа.

Определяем давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности и заносим в таблицу

, МПа, (6.35)

где - переменный коэффициент, определяемый изготовителем в соответствии с принятой формой эпюры давления кольца на зеркало цилиндра.

Таблица 6.1. Параметры для расчета каплевидной эпюры давления кольца на стенку цилиндра

Угол	0	30	60	90	120	150	180
Коэффициент	1,05	1,05	1,14	0,9	0,45	0,67	2,85
Давление , МПа	0,193	0,193	0,209	0,165	0,083	0,123	0,523

По полученным данным строим эпюру давления кольца на стенку цилиндра (приложение В).

Определяем напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии

, МПа; (6.37)

МПа.

Определяем напряжение изгиба при надевании кольца на поршень

, МПа, (6.38)

где - коэффициент, зависящий от способа надевания кольца, .

МПа.

МПа и .

Определяем монтажный зазор в замке поршневого кольца

, мм, (6.39)

где - минимально допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя, мм;

и - коэффициенты линейного расширения материала кольца и гильзы цилиндра, 1/К;

, и - соответственно температура кольца, стенок цилиндра в рабочем состоянии и начальная температура, К, К и К.

мм.

6.4 Расчет поршневой головки шатуна

Из теплового и динамического расчетов имеем: максимальное давление сгорания МПа на режиме мин ^-1 при , массу поршневой группы кг, массу шатунной группы кг, максимальную частоту вращения холостого хода мин^-1, ход поршня мм, площадь поршня см ², значение . Из расчета поршневой группы имеем диаметр поршневого пальца мм, длину поршневой головки шатуна мм. По табл. 7.4.[1] принимаем: наружный диаметр головки мм, внутренний диаметр головки мм, радиальную толщину стенки втулки мм. Материал шатуна - сталь 40Х; МПа, 1/К. Материал втулки - бронза; МПа, 1/К.

Определяем суммарное удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой

, МПа, (6.40)

где - натяг посадки бронзовой втулки, мм;

- температурный натяг.

, мм, (6.41)

где - термический коэффициент расширения бронзовой втулки, 1/К;

- термический коэффициент расширения стальной головки, 1/К;

- средняя температура подогрева головки и втулки при работе двигателя, К;

, и - соответственно наружный и внутренний диаметры головки и внутренний диаметр втулки, мм, мм и мм.

мм.

- коэффициент Пуассона, ;

- модуль упругости материала шатуна, МПа;

- модуль упругости материала втулки, МПа.

МПа.

Определяем напряжение на наружной поверхности поршневой головки шатуна

, МПа; (6.42)

МПа.

Определяем напряжение на внутренней поверхности поршневой головки шатуна

, МПа; (6.43)

МПа.

< МПа.

Определяем суммарную силу инерции поршневой группы

, Н, (6.44)

где - масса поршневой группы, кг

Н.

Определяем изгибающий момент в вертикальном сечении проушины

, Н·м; (6.45)

Н·м.

Определяем величину нормальной силы в этом же сечении

, Н, (6.46)

где - угол заделки, град;

- средний радиус поршневой головки.

, м; (6.47)

м;

Н.

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

, Н; (6.48)

Н.

Определяем величину изгибающего момента в расчетном сечении для выбранного угла заделки

, Нм, (6.49)

Нм.

Определяем напряжение от растяжения в наружном слое

, МПа, (6.50)

где - толщина стенки головки.

, м; (6.51)

м.

- коэффициент, учитывающий наличие запрессованной втулки

, (6.52)

- площадь сечения стенок головки

, мм ^2; (6.53)

мм ².

- площадь сечения втулки

, мм ²; (6.54)

мм ².

36,78 МПа.

Определяем суммарную силу, сжимающую головку

, Н, (6.55)

где - максимальная сила инерции массы поршневой группы при номинальной частоте вращения.

, Н; (6.56)

Н.

- угол поворота коленчатого вала при значении , ;

- площадь поршня, м ²;

- давление сгорания в цилиндре двигателя, МПа.

Н.

Определяем нормальную силу для нагруженного участка от сжимающей силы

,Н; (6.57)

H.

Определяем изгибающий момент для нагруженного участка от сжимающей силы

,Нм, (6.58)

Нм,

где и - определяют по табл. 7.5 [1].

Определяем напряжения в наружном слое от сжимающей силы

, МПа, (6.59)

, МПа.

Определяем запас прочности

, (6.60)

где - предел выносливости материала при растяжении, МПа;

- коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии и зависящий от материала, ;

- коэффициент, учитывающий влияние технологического фактора (обработки поверхности), .

.

Запас прочности поршневой головки должен быть в пределах .

6.5 Расчет стержня шатуна

Определяем силу инерции, растягивающую шатун при номинальной частоте вращения

, МН, (6.61)

где - масса поршневой группы, кг;

- масса шатуна, кг.

- угловая скорость при номинальной частоте вращения,

рад/с;

- номинальная частота вращения коленчатого вала, мин ^{- 1}.

МН.

Определяем максимальную силу давления газов, сжимающую шатун

, МН, (6.62)

где - атмосферное давление, МПа;

- давление сгорания в цилиндре двигателя, МПа..

МН.

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

, МПа; (6.63)

МПа,

где - коэффициент, учитывающий продольный изгиб, .

, м ², (6.64)

м ²

Площадь шатуна в расчётном сечении, определяют после конструктивной проработки шатуна.

Значения м, м, м принимаются из табл. [1].

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

, МПа, (6.65)

где - коэффициент, учитывающий продольный изгиб шатуна в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна, .

МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа.

Определяем напряжение растяжения

, МПа; (6.66)

МПа.

Определяем амплитуду напряжения в плоскости х сечения шатуна

, МПа; (6.67)

МПа.

Определяем среднее напряжение в плоскости х сечения шатуна

, МПа; (6.68)

МПа.

Определяем амплитуду напряжения в плоскости y сечения шатуна

, МПа; (6.69)

МПа.

Определяем среднее напряжение в плоскости y сечения шатуна

, МПа; (6.70)

МПа.

Определяем запас прочности шатуна в плоскости x

; (6.71)

.

Определяем запас прочности шатуна в плоскости y

, (6.72)

где - коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии и зависящий от материала, ;

- коэффициент, учитывающий влияние технологического фактора (обработки поверхности), ;

- предел выносливости материала при растяжении, МПа.

.

Запасы прочности и для шатунов не должны быть ниже 1,5…2,5.

6.6 Расчет кривошипной головки шатуна

Основные конструктивные размеры кривошипной головки шатуна определяются по табл. 7.7[1].

Определяем силу, отрывающую крышку нижней головки шатуна

, МН, (6.73)

где - масса поршневой группы, кг;

- масса шатунной группы, совершающая возвратно-поступательное движение.

, кг; (6.74)

кг.

- масса шатунной группы, совершающая вращательное движение

, кг; (6.75)

кг.

- масса крышки кривошипной головки

, кг; (6.76)

кг.

МН.

Определяем напряжения изгиба крышки и вкладыша

, МПа, (6.77)

где - расстояние между осями шатунных болтов, м;

- момент инерции расчетного сечения вкладыша

, м ⁴; (6.78)

м ⁴.

- момент инерции расчетного сечения крышки

, м ⁴; (6.79)

м ⁴.

- момент сопротивления расчетного сечения

, м ³, (6.80)

- внутренний радиус кривошипной головки

, м; (6.90)

м.

- диаметр шатунной шейки, м;

- толщина стенки вкладыша, м;

- длина кривошипной головки, м.

м ³.

- площадь сечения крышки с вкладышем

, м ²; (6.91)

м ²;

МПа.

МПа < МПа.

6.7 Расчет шатунных болтов

Принимаем: номинальный диаметр болта мм, шаг резьбы мм, число болтов . Материал - сталь 40ХН. Считается, что плотность стыка обеспечивается условием ,

где - сила инерции, отрывающая крышку, МН;

- сила предварительной затяжки, МН.

Определяем силу предварительной затяжки

, МН; (6.92)

МН.

Определяем величину суммарной силы, растягивающей болт

, МН, (6.93)

где - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения, .

МН.

Определяем максимальное напряжение в болте в сечении по внутреннему диаметру

, МПа, (6.94)

где - внутренний диаметр резьбы болта.

, м; (6.95)

- номинальный диаметр болта, м;

- шаг резьбы, м.

м;

МПа.

Определяем минимальное напряжение в этом же сечении

, МПа (6.96)

МПа.

Определяем амплитуду напряжения

, МПа; (6.97)

МПа.

Определяем среднее напряжение

, МПа; (6.98)

МПа.

Определяем запас прочности болта для выбранного материала стали

; (6.99)

где - коэффициент концентрации напряжений, ;

- коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии, ;

- коэффициент, учитывающий влияние технологического фактора (обработки поверхности), ;

- допустимое значение напряжения усталости при растяжении-сжатии для материала болтов, МПа.

Запас прочности не должен быть ниже = 2,0…2,5.

7. Расчёт систем двигателя

7.1 Расчёт системы смазки

Расчёт масляного насоса

Определяем количество тепла, отводимого маслом от двигателя

, кДж/c, (7.1)

где кДж/c - количество тепла, внесённого с топливом.

кДж/c.

Определяем объём масла, необходимый для отвода данного количества тепла

, м ³/c, (7.2)

где плотность масла, принимаем 920 кг/м³;

теплоёмкость масла кДж/(кг.с);

- разность температур на входе и выходе из подшипника.

м ³/c.

Для стабилизации давления масла в системе двигателя расход масла обычно увеличивают в 2 раза

, м³/с;

м³/с.

Определяем расчётную производительность насоса с учётом утечки и других неизбежных потерь

, м³/с; (7,3)

где з_н - объёмный коэффициент подачи, з_н=0,7.

При расчёте насоса принимают, что объём зуба шестерни равен объёму впадины между зубьями.

,м³. (7.4)

где D₀ - диаметр начальной окружности шестерни, D₀=z•m;

z - число зубьев шестерни, z=10;

m - модуль зацепления, m=5, мм;

h - высота зуба, h=2•m, мм;

b - длина зуба, м.

Определяем частоту вращения шестерни насоса

,мин^-1, (7.5)

где u_н - окружная скорость вращения шестерни, u_н=9 м/с;

D - диаметр внешней окружности шестерни, D=m•(z+2), м.

Определяем длину зуба шестерни насоса

, м; (7.6)

м.

,м³.

Определяем мощность, затрачиваемую на привод масляного насоса

, кВт, (7.7)

где - механический К П Д масляного насоса, ;

p - рабочее давление масла в системе, p=0,5 МПа.

кВт.

Расчёт масляного радиатора

Определяем площадь поверхности радиатора, учитывая, что при последовательном включении его, всё тепло отводимое маслом, передаётся через радиатор в окружающую среду.

, м³, (7.8)

где коэффициент теплопередачи от масла к воздуху;

средняя температура масла;

средняя температура проходящего воздуха.

м ³.

7.2 Расчёт системы охлаждения

Определяем площадь поверхности охлаждения радиатора

, м², (7.9)

где Q_в - количество теплоты, отводимой жидкостью от двигателя;

k - коэффициент теплоотдачи через стенки радиатора, k=90 Вт/(м²•град);

T_{ж. ср} - средняя температура жидкости в радиаторе, T_{ж. ср}=353, К;

T_{возд. ср} - средняя температура воздуха, проходящего через радиатор, К.

Определяем количество жидкости, проходящей через радиатор\

, м³/с, (7.10)

где - средняя плотность охлаждающей жидкости, =1000 кг/м³;

c_ж - средняя теплоёмкость жидкости, c_ж=4187 Дж/(кг•К);

- температурный перепад жидкости при принудительной циркуляции в системе охлаждения, К.

Определяем массовый расход жидкости, проходящей через радиатор

G'_ж=G_ж•с_ж=0,00198•1000=1,98 кг/с. (7.11)

Определяем количество воздуха, проходящего через радиатор

, кг/с, (7.12)

где Q_возд - количество теплоты,отводимое от двигателя и передаваемое от жидкости к воздуху, Q_возд=82,7•10³ Дж/с;

c_возд - средняя теплоёмкость воздуха, c_возд=1000 Дж/(кг•К);

- температурный перепад воздуха в решётке радиатора, К.

Определяем срднюю температуру в радиаторе

, К, (7.13)

где Т_ж.вх - температура жидкости перед входом в радиатор, Т_ж.вх=360К.

К.

Определяем среднюю температуру охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор

, К, (7.14)

где Т_{возд.вх} - температура воздуха перед радиатором, Т_{возд.вх}=310 К.

К.

Определяем мощность, необходимую для привода водяного насоса

, кВт, (7.15)

где p_ж - напор, создаваемый насосом системы охлаждения, p_ж=0,65 МПа;

- гидравлический КПД насоса, ;

- механический КПД насоса, ;

- коэффициент подачи насоса, .

кВт.

Литература

1. Лиханов В.А., Деветьяров Р.Р. Расчёт автомобильных двигателей: Учебное пособие. - 2-е изд., испр. И доп. - Киров: Вятская ГСХА, 2008. - 176 с.

2. Стандарт предприятия СТП ВГСХА 2-07. Проекты (работы) курсовые и дипломные. Общие требования к оформлению [Текст]. - Введ.2008-01-01. - Киров: Вятская ГСХА, 2007. - 69 с.: ил.; 22 см.

3. Курс лекций по дисциплине “Автомобильные двигатели”.

Размещено на Allbest.ru