Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

Южно-Уральский государственный университет

кафедра «Двигатели внутреннего сгорания»

Расчет двигателя внутреннего сгорания

(прототип ЯМЗ 236)

Пояснительная записка к курсовой работе

по курсу «Двигатели внутреннего сгорания»

АТ - 453.00.00.00.00.ПЗ

Руководитель

Камалтдинов В.Г.

«__»__________2007г.

Автор работы

студент группы АТ-453

«__»_________2007г.

Работа защищена

с оценкой__________

«__»__________2007г.

Челябинск 2008

Техническое задание

Двигатель ВАЗ 2111

Ne = 58 кВт

N = 4800

? = 9,8

D= 82 мм

Lш=121 мм

S= 71 мм

P0 = 0,1013

Pk=0,1013

T0=293

Mv=0,82

Pr=0,11

Tr=1150

?=15

C=0,855

H=0,145

? =1

? =0,2933

n1=1,37

Hu=44

M=4,0

=45

n2=1,32

=0,9

Q=25

Аннотация

Двигатель внутреннего сгорания ВАЗ 2111- Челябинск: ЮУрГУ, 2006, с. Библиография литературы - 3, наименований. 2 листа ф.А1.

В данной работе рассчитан четырехцилиндровый карбюраторный двигатель, прототипом для которого является автомобильный двигатель ВАЗ 2111.Проведены тепловой (процессы впуска, сжатия, сгорания и расширения, индикаторные и эффективные показатели) и динамический (определены силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме и нагрузки, действующие на шатунную шейку, рассчитан маховик) расчеты. Определена внешняя скоростная характеристика ( мощностные и экономические показатели двигателя). Также проведен анализ влияния продолжительности сгорания топлива на параметры двигателя.

Введение

Прогресс в автомобильной промышленности, дальнейшее увеличение грузооборота автомобильного транспорта предусматривает не только количественный рост автопарка, но и значительное улучшение использования имеющихся автомобилей, повышение культуры эксплуатации, увеличение межремонтных сроков службы.

В области развития и совершенствования автомобильных двигателей основными задачами являются: расширение использования двигателей, снижение расхода топлива и удельной массы двигателей, стоимости их производства и эксплуатации. На принципиально новый уровень ставится борьба с токсичными выбросами двигателей в атмосферу, а также задачи по снижению шума и вибрации в процессе их эксплуатации. Значительно больше внимания уделяется использованию электронно-вычислительных машин при расчетах и испытаниях двигателей. В настоящее время вычислительная техника широко используется на моторостроительных заводах, в научно-исследовательских центрах, конструкторских и ремонтных организациях, а также высших учебных заведениях.

Выполнение сегодняшних задач требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией автомобильных двигателей, глубоких знаний теории, конструкции и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Теоретические знания в данной области, полученные студентом в курсе «Автомобильные двигатели», закрепляются в ходе выполнения данной работы.

1 Тепловой расчет двигателя

Тепловой расчет двигателя выполняется с целью предварительного определения индикаторных показателей рабочего цикла, эффективных показателей проектируемого двигателя, диаметра цилиндра и хода поршня. Расчетным режимом является режим номинальной мощности.

1.1 Исходные данные для теплового расчета

Тип двигателя - бензиновый, ВАЗ 2111;

Мощность N_e = 58 кВт;

Число цилиндров i = 4;

Диаметр цилиндра/ход поршня - 82/71 мм;

Максимальная частота вращения коленчатого вала n_max = 4800 мин^-1;

Степень сжатия - 9,8.

Помимо основных параметров проектируемого двигателя, указанных в задании, необходимо задаться рядом других исходных данных, используе-мых в методике теплового расчета.

1 Давление окружающей среды (для нормальных условий) Р_о = 0,1013 МПа;

2 Давление перед впускными клапанами Р_к = 0,1013 Мпа;

3 Температура окружающей среды (нормальные условия) Т_о = 293 К;

4 Степень сжатия = 9,8;

5 Коэффициент наполнения _v = 0,8;

6 Давление остаточных газов Р_r = 0,109…0,117 (выбираем Р_r = 0,110 МПа);

7 Температура остаточных газов Т_r = 1050 К;

8 Подогрев свежего заряда Т = 20 К;

9 Массовая доля углерода в топливе С = 0,8550;

10 Массовая доля водорода в топливе Н = 0,1450;

11 Массовая доля кислорода в топливе О = 0,0;

12 Коэффициент избытка воздуха = 0,95;

13 Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна = 0,3012;

14 Показатель политропы сжатия n₁ = 1,37…1,38 (выбираем n₁ = 1,38);

15 Низшая теплота сгорания топлива Н_U = 44 МДж/кг;

16 Показатель характера сгорания m = 3,5;

17 Продолжительность сгорания _z = 45 ^о ПКВ;

18 Показатель политропы расширения n₂ = 1,32;

19 Коэффициент эффективности сгорания (при > 1) = 0,89;

20 Понижение температуры в ОНВ Т_ОХЛ = 0 К;

21 Показатель политропы сжатия в компрессоре N_Н = 0 К;

22 Угол опережения воспламенения (по прототипу) = 20 ^о ПКВ;

23 Шаг расчета процесса сгорания D_FI = 5 ^о ПКВ;

24 Шаг расчета процесса сжатия и расширения D_AL = 5 ^о ПКВ.

1.2. Обоснование выбора исходных данных

Давление окружающей среды выбираем для нормальных атмосферных условий, равное Р_о = 0,1013 МПа.

Давление перед впускными клапанами соответствует давлению окружающей среды Р_о = Р_к = 0,1013 МПа, поскольку рассчитываемый двигатель не снабжен наддувом.

Температуру окружающей среды принимаем для нормальных атмосферных условий, равная Т_о = 293 К.

Коэффициент наполнения для карбюраторных двигателей легковых автомобилей _v = 0,75-0,82, учитывая тактность двигателя, его быстроходность и совершенство системы газораспределения, выбираем _v = 0,8.

Давление остаточных газов для четырехтактного бензинового двигателя без наддува находятся в диапазоне 0.109…0,117. Выбираем Р_r =0,11МПа Давление остаточных газов устанавливается в зависимости от числа и расположения клапанов, сопротивлений впускного и выпускного трактов, фаз газораспределения, быстроходности двигателя, нагрузки, системы охлаждения и других факторов.

Температура остаточных газов устанавливается в зависимости от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения и коэффициента избытка воздуха Т_r = 900…1100^о К. При увеличении степени сжатия и обогащении рабочей смеси температура остаточных газов снижается, а при увеличении частоты вращения - возрастает. В соответствии с нашими параметрами двигателя, а именно степени сжатия, частоты вращения и коэффициента избытка воздуха принимаем Т_r = 1050 К.

Подогрев свежего заряда для четырехтактных карбюраторных двигателей находится в диапазоне Т = 10…40 К. Для рассчитываемого двигателя, опираясь на расположение и конструкцию впускного трубопровода, быстроходности двигателя, отсутствие специального устройства для подогрева и наддува, принимаем Т = 20 К.

Средний элементарный химический состав топлива в весовых долях для бензинов С = 0,855; Н = 0,145; О = 0. При этом С+Н+О=1.

В карбюраторных двигателях внешнее смесеобразование обеспечивает нормальную работу двигателя без избытка воздуха и для достижения максимальной мощности принимается =0,85…0,9, а для получения наилучшей экономичности выбирается =1,08…1,15. Чтобы обеспечить

достаточную мощность и оптимальную экономичность, выбираем =0,95.

Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна в целях уменьшения высоты двигателя принимаем значение = 0,3012 2, стр.220.

Показатель политропы сжатия устанавливается по опытным данным в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя, степени сжатия, размеров цилиндра, материала поршня и цилиндра, теплообмена и других факторов. Величину показателя политропы сжатия можно оценить по среднему показателю адиабаты ₁. Условно принимая ₁ = n₁ по монограмме 2, стр.72 определяем показатель адиабаты в зависимости от температуры рабочего тела в конце впуска Т_а (формула 8) и степени сжатия. Найденное значение ₁= n₁ = 1,38.

Низшая теплота сгорания топлива определенная по формуле Менделеева 3, стр.49 для бензина Н_U = 44 МДж/кг.

Показатель характера сгорания определяет относительный угол _т /_Z , при котором отвлеченная скорость сгорания имеет максимум. В карбюраторных двигателях m=3…4. Примем m=3,5.

Продолжительность сгорания в карбюраторных двигателях на номинальном режиме работы _Z =45…55 град ПКВ. _Z =45град. ПКВ.

Показатель политропы расширения незначительно отличается от показателя адиабаты ₂, но при предварительных расчетах новых двигателей величину n₂ можно сопоставить с ₂. Величину ₂ определим из номограммы 2, стр.83, зная температуру конца сгорания и коэффициент избытка воздуха. Получим n₂ = 1,32.

Понижение температуры в ОНВ по причине отсутствия специальных устройств охлаждения воздуха и наддува принимаем Т_ОХЛ = 0 ^о К.

Показатель политропы сжатия в компрессоре для рассчитываемого двигателя, с учетом отсутствия наддува, принимаем N_н = 0,0.

Угол опережения воспламенения:

= к, (1)

где - оптимальный угол опережения воспламенения, определенный в зависимости от _z и m по номограмме 1, стр.23 или по формуле 2:

=0,25(0,35+ m)^0,587_z. (2)

к - эмпирический коэффициент, для карбюраторных двигателей к =1.

В результате расчета получим =20 град.

Шаг расчета процесса сгорания и шаг расчета процессов сжатия и расширения согласно рекомендациям 1, стр.30 принимаем равными 5^о ПКВ для обеспечения повышенных требований к точности расчета.

Расчеты процессов впуска, сжатия, сгорания и расширения, а также индикаторных показателей цикла определяем с помощью программы DVS, в качестве исходных данных для расчета принимаются данные из пункта 1.1, теория расчета представлена ниже. Результаты расчетов представлены в приложении 1.

1.3 Расчет процесса впуска

1 Температура воздуха после компресора при наддуве:

, К, (3)

где Т_о - температура окружающей среды при нормальных условиях;

Р_к - давление перед впускными клапанами;

Р_о - давление окружающей среды при нормальных условиях;

n_H - показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре, n_H=1.

Примем Т_к=Т₀=293.

2 Температура воздуха охладителя наддувочного воздуха:

Т_к = Т_к - Т_охл, К, (4)

где Т_охл - понижение температуры в ОНВ, поскольку в данном случае охладитель не применяется, то Т_охл = 0 К.

3 Давление рабочего тела в конце впуска:

=0,089 МПа, (5)

где - степень сжатия;

_v - коэффициент наполнения;

Т - подогрев свежего заряда;

Р_r - давление остаточных газов.

4 Коэффициент остаточных газов:

=0,045 (6)

где Т_r -температура остаточных газов.

5 Температура рабочего тела в конце впуска:

=344,7 К, (7)

где - коэффициент остаточных газов, определенный по формуле 6.

6 Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива в киломолях:

=0,48 , (8)

где С - массовая доля углерода в топливе, С = 0,860;

Н - массовая доля водорода в топливе, Н = 0,130;

О - массовая доля кислорода в топливе, О = 0,010.

7 Удельный объем рабочего тела в конце впуска для карбюраторного двигателя:

=1,056 ,, (9)

где _в - кажущаяся молекулярная масса воздуха, равная _в = 28,97 1, стр. 31;

Т_а - температура рабочего тела в конце впуска, определенная по формуле 7;

Р_а - давление рабочего тела в конце впуска, определенное по формуле 5.

1.4. Расчет процесса сжатия

Параметры рабочего тела в процессе сжатия определяются по уравнениям политропного процесса.

1 Текущее давление:

, МПа, (10)

где V_а - удельный объем рабочего тела в конце впуска для карбюраторных двигателей, определенный по формуле 9;

V - текущее значение удельного объема:

,, (11)

В уравнении = s/r - кинематическая функция перемещения поршня, представляющая отношение текущего хода поршня S к радиусу кривошипа r. Радиус кривошипа равен половине хода поршня.

2 Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна:

=0,3012 (12)

3 Давление и температура конца сжатия соответственно:

=1,42 МПа, (13)

=735,86 К, (14)

Здесь V_y - удельный объем рабочего тела в конце сжатия, определяемый по формуле 11, но при = _y.

4 Удельная работа политропного процесса сжатия:

=-0,272,, (15)

1.5. Расчет процесса сгорания

При этом расчете определяют величины давлений и температур рабочего тела в процессе сгорания в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Расчет выполняется с учетом угла опережения воспламенения и закономерности выгорания топлива.

1 Теоретически необходимое количество воздуха в килограммах для сгорания одного килограмма топлива:

=14,82, (16)

2 V₁ - удельный объем рабочего тела в начале участка. Для первого участка V₁= V_у . Для последующих участков в качестве V₁ принимаются значения V₂ предшествующих участков. Значение удельного объема V₂ для конца участка, определяется по зависимости 11.

3 Фактор теплоемкости:

=8,14 (17)

где k - отношение теплоемкостей рабочего тела, равное k = c_p/c_v = 1,28…1,30 (для карбюраторных двигателей) 1, стр. 31.

4 x₁ - удельный объем рабочего тела в начале участка. Для первого участка x₁= 0 . Для последующих участков в качестве x₁ принимаются значения x₂ предшествующих участков. Доля выгоревшего топлива в конце участка:

(18)

где е - основание натурального логарифма;

₂ - угол ПКВ, отчитываемый от начала сгорания до конца участка, определяемый ₂ = ₂ + ;

_z - продолжительность сгорания;

m - показатель характера сгорания.

5 Общая удельная использованная теплота:

=2,48 , (19)

где - коэффициент эффективности сгорания;

Н_U - низшая теплота сгорания топлива;

L_o - теоретически необходимое количество воздуха в кг для сгорания одного кг топлива определенная по формуле 16.

6 p₁ - давление в начале участка. Для первого участка p₁= p_у, для последующих в качестве р₁ принимаются значения р₂ предшествующих участков. Давление в конце участка.

, МПа, (20)

7 Среднее на участке 1-2 значение действительного коэффициента молекулярного изменения:

, (21)

где ₁ - его значение в начале участка, для первого участка принимаем ₁ = 1 1, стр.34;

₂ - то же для конца участка:

, (22)

здесь _max - максимальное значение действительного коэффициента молекулярного изменения:

=1,063, (23)

где _оmax - максимальное значение химического коэффициента молекулярного изменения. Для карбюраторного двигателя:

=1,066 (24)

8 Температура в конце участка:

, , К, (25)

9 Отвлеченная скорость сгорания:

, (26)

где - положение коленчатого вала;

_z - продолжительность сгорания.

10 Удельная работа газов в процессе сгорания:

=0,251, (27)

где n - число элементарных участков процесса сгорания.

По результатам расчета процесса сгорания строятся графики давления р, температуры Т, доли сгоревшего топлива x, отвлеченной скорости сгорания ?₀ в зависимости от угла ПКВ (рисунок 1).

Рисунок 1 - Графики давления р, температуры Т, доли сгоревшего топлива x, отвлеченной скорости сгорания ?₀ в зависимости от угла ПКВ

1.6. Расчет процесса расширения

В результате процесса расширения тепловая энергия топлива преобразуется в механическую работу.

1 Величины давлений рассчитываются по формуле 27:

, МПа, (27)

где р_z Т_z V_z - давление, температура и удельный объем в конце сгорания, взятые из данных расчета процесса сгорания, соответственно р₂, Т₂, и V₂ для =45^о ПКВ.

2 Давление и температуру рабочего тела в конце расширения определяются по уравнениям политропного процесса 28 и 29:

, МПа, (28)

, К, (29)

3. Удельная работа в процессе политропного расширения:

=1,166, (30)

1.7 Определение индикаторных показателей цикла

1 Удельная работа цикла:

l_i=l_ay + l_yz + l_zb,=1,14 , (31)

где l_zв - удельная работа в процессе политропного расширения;

l_yz - удельная работа газов в процессе сгорания;

l_ay - удельная работа политропного процесса сжатия.

2 Среднее индикаторное давление цикла:

=1,21 МПа, (32)

3 Индикаторный КПД:

=0,41 (33)

1 Индикаторный удельный расход топлива:

199,18, (34)

По результатам теплового расчета строится диаграмма давления газов в зависимости от объема (рисунок 2).

Рисунок 2 - диаграмма давления газов рабочего цикла карбюраторного двигателя

1.8 Определение эффективных показателей двигателя, диаметра цилиндра и хода поршня

1 Средняя скорость поршня:

, , (35)

здесь S - величина хода поршня;

n - частота вращения двигателя.

р_м= а+bc_м , МПа, (36)

где а, b - эмпирические коэффициенты, а=0,0134, b= 0,0113 1,стр. 43;

После подстановки численных значений в формулы 35 и 36 получим:

.

р_м=0,0134 + 0,0113*15,6666=0,1904 МПа.

4 Среднее эффективное давление за цикл:

p_e=p_i - p_m , МПа. (38)

p_e= 1,2477 - 0,1904= 1,0566 МПа.

5 Механический КПД:

, (38)

где р_i - среднее индикаторное давление за цикл, определяемое по формуле 32.

6 Эффективный КПД:

, (39)

где _i - индикаторный КПД.

7 Удельный эффективный расход топлива:

,, (40)

.

8 Диаметр цилиндра:

, дм , (41)

где , i - тактность двигателя и число цилиндров двигателя соответственно;

N_e , n - мощность двигателя и число оборотов двигателя по заданию;

дм

9 Ход поршня:

,дм. (42)

, дм.

10 Объем цилиндра:

, л. (40)

, л.

11 Удельная литровая мощность:

, . (42)

,.

, кВт (43)

кВт.

Полученные показатели рассчитываемого двигателя, а также показатели двигателя-прототипа приведены в таблице 1:

Таблица 1 - Сравнительные данные расчетного двигателя и прототипа

Показатели	Рассчитываемый двигатель	Прототип
Nе, кВт	58	58
n, мин-1	4800	4800
D, мм	82	82
S, мм	71	71
Р е, МПа	1,0566
g е, г/кВтч	248,91
Nл, кВт/л	44,06

Вывод: Рассчитываемый мною двигатель практически не отличается от прототипа.

2. Внешняя скоростная характеристика

Для оценки динамических качеств и экономичности проектируемого автомобиля необходимо знать внешнюю скоростную характеристику двигателя. Эту характеристику можно получить расчетным путем, используя результаты теплового расчета двигателя.

Внешняя характеристика определяется для интервала от минимальной частоты вращения вала n_min до номинальной n_н. Шаг расчета выбирается так, чтобы получить 8 расчетных режимов по характеристике. Минимальную частоту вращения можно принять n_min= 600-700 об/мин для дизелей. Принимаем n_min= 600 об/мин и с шагом в 200 об/мин.

2.1 Определение мощностных показателей

1 Изменение среднего эффективного давления можно определить по эмпирической зависимости:

Р_е = Р_еmax - а_р(n - n_m)², МПа, (43)

где Р_еmax - максимальное значение среднего эффективного давления по внешней характеристике:

Р_еmax = k_mP_ен, МПа, (44)

здесь k_m - коэффициент приспособленности по крутящему моменту, для дизелей равный k_m = 1,07…1,17. Принимаем k_m = 1,12;

P_ен - среднее арифметическое давление на номинальном режиме работы двигателя:

P_ен = Р_i - Р_м, МПа, (45)

здесь Р_i - среднее индикаторное давление (по результатам теплового расчета);

Р_м - среднее давление механических потерь, определяемое по уравнению 36. По формулам 44 и 45 получаем:

P_ен = 0,8694 - 0,2132= 0,6562 МПа,

Р_еmax = 1,12* 0,6562= 0,7349 МПа;

а_р - постоянная величина:

. (46)

n - частота вращения коленчатого вала на одном из рассматриваемых режимов;

n_м - частота вращения коленчатого вала на режиме максимального крутящего момента:

n_м = (0,5…0,7) n_н , об/мин, (47)

n_м = 0,65 ^. 2200 = 1400 об/мин.

.

2 Давление перед клапанами Р_к соответствует давлению окружающей среды Р_о, т.е. Р_к = Р_о = 0,1013 МПа (см. п. 1.2).

3 Среднее индикаторное давление на каждом из режимов:

Р_i = Р_е + Р_м МПа. (48)

4 Эффективная мощность:

, кВт. (49)

где V_h - рабочий объем одного цилиндра (формула 40);

i - число цилиндров;

- тактность двигателя.

5 Крутящий момент двигателя:

, Нм. (50)

2.2 Определение экономических показателей

К экономическим показателям двигателя относятся удельный эффективный расход топлива и эффективный КПД.

Эффективный расход топлива для карбюраторных двигателей:

,. (51)

Расход двигателя в час G_т может быть выражен через цикловой расход топлива:

, . (52)

Цикловой расход топлива можно допустить пропорциональным среднему индикаторному давлению:

,. (53)

где G_тцн - цикловой расход топлива на номинальном режиме;

Р_iн - среднее индикаторное давление на номинальном режиме работы двигателя.

Величина циклового расхода топлива на номинальном режиме

_,. (54)

где g_ен - удельный расход топлива на номинальном режиме, определяется по данным теплового расчета;

N_ен, n_н - эффективная мощность и частота вращения для того же режима.

Результаты определения показателей по внешней скоростной характеристике представлены в виде таблицы 2. По результатам расчета построены графики N_е, М, G_т ,g_е (рисунок 3).

Таблица 2 - Определение показателей по внешней скоростной характеристике

n, 1/мин	Ре, Мпа	Рк, Мпа	Pм, Мпа	Рi, Мпа	Ne, кВт	М, Н*м	ge, г/кВт*ч	Gt
1000	1,0573	0,1013	0,0401	1,2477	23,613	225,481	274,22	6,47512
1500	1,1406	0,1013	0,0535	1,3310	38,209	243,237	255,02	9,74412
2000	1,2000	0,1013	0,0669	1,3904	53,602	255,921	241,31	12,9347
2500	1,2357	0,1013	0,0803	1,4261	68,994	263,531	233,09	16,0816
3000	1,2476	0,1013	0,0936	1,4380	83,59	266,067	230,34	19,2544
3500	1,2357	0,1013	0,1070	1,4261	96,592	263,531	233,09	22,5142
4000	1,2000	0,1013	0,1204	1,3904	107,2	255,921	241,31	25,8694
4500	1,1406	0,1013	0,1337	1,3310	114,63	243,237	255,02	29,2324
5000	1,0573	0,1013	0,1471	1,2477	118,07	225,481	274,22	32,3756

Рисунок 3- Показатели двигателя, определенные по внешней скоростной характеристике

3 Динамический расчет

3.1Определение сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме

Схема сил, приложенных к оси поршневого пальца и к оси шатунной шейки, приведены на рисунке 4. За начало отсчета углов ? принимается положение поршня в ВМТ начала процесса впуска.

N

Р=Р_г+Р_j

S

?

? К_rш

Т

R_шш

S

Рисунок 4 - Схема сил действующих в КШМ

Расчет кинематики поршня и сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, проводим с помощью программы «КШМ». В расчете используем следующие исходные данные:

1 Радиус кривошипа R. R=0,5S;

2 Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна ?. ?=R/l_ш;

3 Частота вращения коленчатого вала n (по заданию);

4 Масса возвратно-поступательно движущихся частей m:

m=m_пк+m₁;

m=0,25m_ш;

здесь m_пк - масса поршневого комплекта;

m_ш - масса шатуна.

m_пк = 0,767 кг, m_ш =0,75 кг - по данным прототипа [ ]

5 Давление в конце впуска р_а, давление процесса выпуска р_r, атмосферное давление р₀ приняты по данным теплового расчета.

6 Площадь поршня:

,

.

Теория расчета приведена ниже. Результаты расчета представлены в приложении 2.

1 Сила от воздействия газов:

Р_г=10⁶*(р-р_о)*F_п, Н, (55)

где F_п - площадь поршня.

, м², (56)

В процессе впуска (?=0-180 град пкв) принимается р=р_а=const; в процессе сжатия, сгорания , расширения (?=180-540 град пкв) давление р принимается по данным результатов теплового расчета; в процессе выпуска (?=540-720 град пкв) р=р_r=const.

2 Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

Р_j= - m₁j , Н, (57)

где j - ускорение движения поршня:

j = w²r(cos ? +?cos ? ), м/с²; (58)

m₁ - масса поступательно движущихся частей:

m₁ = m_п+0,25*m_ш , кг. (59)

3 Суммарная сила, действующая по оси цилиндра:

Р=Р_г+Р_j , Н. (60)

4 Сила, действующая на стенку цилиндра:

N=Ptg ?, Н. (61)

Величины функции tg ? (? - угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра) и других функций, используемых ниже приведены в таблице [1, приложения 5,6,7,1]

5 Сила, действующая по оси кривошипа коленчатого вала (радиальная сила):

, Н . (62)

6 Тангенциальная сила:

, Н. (63)

7 Индикаторный крутящий момент одного цилиндра:

М_i=Tr , (64)

где r=S/2- радиус кривошипа, м.

По результатам расчета сил, действующих в КШМ, строятся графики сил Р_г, Р_j,Р (рисунок 5) и К,Т (рисунок 6).

Рисунок 5 - Графики сил, действующих по оси цилиндров (Р_г, Р_j,Р) в зависимости от угла ПКВ

Рисунок 6 - Графики тангенсальной Т и радиальной Z сил в зависимости от угла ПКВ

4.2 Проверка мощности и расчет маховика

1 Индикаторный суммарный крутящий момент М_? двигателя определяется путем суммирования крутящих моментов от всех цилиндров. Величины и характер изменения крутящих моментов во всех цилиндрах по углу поворота коленчатого вала практически одинаковы и отличаются лишь угловыми интервалами, равным угловым интервалам между одноименными тактами в порядке работы цилиндров. В нашем случае, порядок работы цилиндров - 1-3-4-2

Суммарный крутящий момент можно определить табличным способом. В таблице 4 величины моментов берутся из приложения 2.

Таблица 4 - Определение суммарного момента четырехцилиндрового двигателя

альфа	1	2	3	4	Mсум Н*м
		М		М		М		М
0	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00
10	-2,26	-80,23	-0,68	-24,14	-0,70	-24,85	2,97	105,44	-23,79
20	-4,08	-144,84	-1,38	-48,99	-1,41	-50,06	7,36	261,28	17,40
30	-5,11	-181,41	-2,10	-74,55	-2,14	-75,97	7,27	258,09	-73,84
40	-5,19	-184,25	-2,79	-99,05	-2,83	-100,47	5,49	194,90	-188,8
50	-4,38	-155,49	-3,40	-120,70	-3,43	-121,77	4,32	153,36	-244,6
60	-2,89	-102,60	-3,80	-134,90	-3,80	-134,90	4,03	143,07	-229,3
70	-1,06	-37,63	-3,88	-137,74	-3,82	-135,61	4,39	155,85	-155,1
80	0,75	26,63	-3,51	-124,61	-3,37	-119,64	5,03	178,57	-39,05
90	2,24	79,52	-2,66	-94,43	-2,38	-84,49	5,58	198,09	98,69
100	3,24	115,02	-1,37	-48,64	-0,89	-31,60	5,85	207,68	242,47
110	3,71	131,71	0,17	6,04	0,91	32,31	5,74	203,77	373,82
120	3,70	131,35	1,63	57,87	2,75	97,63	5,27	187,09	473,93
130	3,34	118,57	2,67	94,79	4,25	150,88	4,53	160,82	525,05
140	2,77	98,34	2,97	105,44	5,08	180,34	3,65	129,58	513,69
150	2,09	74,20	2,40	85,20	5,02	178,21	2,71	96,21	433,81
160	1,38	48,99	1,27	45,09	4,02	142,71	1,78	63,19	299,98
170	0,68	24,14	0,27	9,59	2,23	79,17	0,88	31,24	144,13
180	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00	0,00

2 Средний суммарный момент от всех цилиндров при шаге определения суммарного момента ?? = 10 град пкв можно определить как среднеарифметическую величину по таблице 4.

, (65)

3 Для учета механических потерь определим средний эффективный крутящий момент

М_е= М_?ср?_м , (66)

Эффективная мощность по данным динамического расчета

, кВт , (67)

Расхождение полученной мощности с заданной для теплового расчета составляет 5,1% , что укладывается в норматив (10%).

Расчет маховика на допустимую неравномерность вращения вала двигателя сводится к определению момента инерции и массы маховика.

4 Необходимый момент инерции движущихся масс двигателя, обеспечивающий заданную степень неравномерности хода ? ,

где ? - коэффициент неравномерности вращения, примем ? =0,01 [1,стр 54];

L_изб - работа избыточного крутящего момента .

L_изб=F_авс?_м?_? , Дж, (68)

F_авс - максимальная величина площади над средним значением суммарного крутящего момента в миллиметрах, эквивалентная работе L_изб, (рисунок 6).

?_м - масштаб крутящего момента, Н*м/мм;

?_? - масштаб угла поворота коленчатого вала , рад/мм,

? - угловая скорость вращения коленчатого вала, 1/с,

5 Момент инерции маховика составляет:

I_м=0,9I_о, (69)

6 Масса маховика

, кг, (70)

здесь D_cр=(2…3)S - средний диаметр маховика,

4.5 Определение нагрузок на шатунную шейку

Для определения удельных давлений на поверхность шатунной шейки строятся диаграммы сил, действующих на эту шейку (рисунок 4).

1 Равнодействующая сила на шатунную шейку

R_шш=S+K_rш=К+Т+К_rш , (71)

где К_rш - сила инерции вращающихся масс шатуна:

К_rш = 0,75m_шrw² ; (72)

S - сила, действующая по оси шатуна.

Полярную диаграмму сил, действующих на шатунную шейку, построим в координатах Т-К относительно неподвижного кривошипа (рисунок 7) по данным таблицы 7 через каждые 30 град пкв.

2 Для определения средней удельной нагрузки на шатунную шейку полярную диаграмму перестраивают в прямоугольные координаты R_шш=f(?) путем измерения векторов равнодействующей силы R_шш на диаграмме Z-Т (рисунок 7) и откладывания их абсолютных значений по вертикальной оси в координатах R_шш - ? для соответствующих углов ?.

Далее путем планеметрирования найдем среднюю величину силы R_шшср.

R_{шш ср}=4805 Н.

3 Среднее удельное давление на шатунную шейку:

, ,

где d_шш - диаметр шатунной шейки;

l_шш - рабочая длина шатунной шейки;

Максимальное удельное давление по силе R_{шш max} определяется аналогично.

, .

5 Тепловой баланс двигателя

5.1 В общем виде внешний тепловой баланс двигателя может быть представлен в виде:

=559228 Дж/с, (73)

Где G_Т - часовой расход топлива на номинальном режиме;

Q₀ - общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

5.2 Теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя за 1с:

Q_e=1000N_e=118100 Дж/с, (74)

5.3 Теплота потерянная с отработавшими газами:

=161007,Дж/с, (75)

где - теплоемкость отработавших газов,

=24,702 кДж/(кмоль град)

- теплоемкость свежего заряда

= 20,775 кДж/(кмоль град)

М₁- количество горючей смеси, для карбюраторного двигателя М₁=0,5041 кмоль гор.см/кг топл;

М₂- общее количество продуктов сгорания, для карбюраторного двигателя

М₂=0,536 кмоль пр.сг/кг топл.

5.4 Теплота, передаваемая окружающей среде:

=139193 Дж/с. (76)

где с - коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей, в расчетах принято с=0,5;

m - показатель степени для четырехтактных двигателей, для карбюраторных двигателей m=0,65;

- количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания, =8596 кДж/кг.

5.5 Теплота потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:

=109233 Дж/с. (77)

5.6 Неучтенные потери теплоты получим из формулы 73:

=157971,3 Дж/с (78)

Рисунок 8- График зависимости перемещения поршня от угла поворота ПКВ

Рисунок 9- График зависимости скорости поршня от угла поворота ПКВ

Рисунок 10 - График зависимости скорости поршня от угла поворота ПКВ

6 Влияние изменения угла опережения воспламенения на характеристики двигателя

Таблица 8 - Влияние изменения угла опережения воспламенения на характеристики двигателя

Q	Рi	KPDi	Pe	Ne	M	ge	Pz max
10	1,1940	0,3715	1,0036	112,0687	214,0287	262,0201	4,7970
15	1,2278	0,3821	1,0374	115,8430	221,2370	253,4278	5,5330
20	1,2477	0,3882	1,0573	118,0652	225,4809	248,7174	6,3070
25	1,2516	0,3895	1,0612	118,5007	226,3126	247,7483	7,0370
30	1,2388	0,3855	1,0484	117,0713	223,5828	250,7839	7,6010

Рисунок 11- Значения g_e, N_e, M при различных углах Q

Вывод: Проведенные расчеты показали, что изменение значения угла опережения воспламенения Q, оказывает прямое влияние на все рабочие характеристики двигателя. На рисунке 11 видно, что оптимальным является значение Q = 23, при котором крутящий момент и эффективная мощность двигателя достигают максимальных значений, а удельный эффективный расход топлива минимален.

Литература

1. Фарафонтов М.Ф. Автомобильные двигатели: Учебное пособие для студентов - заочников. - Челябинск:ЧГТУ,1990.-70с..

2. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М.:Высш.шк.,2002.-496с..

3. Двигатели внутреннего сгорания. Динамика и конструирование/Под ред. В.Н.Луканина.- М.:Высш.шк,1980.-400с..