Курсова робота
з дисципліни«Автомобільні двигуни»
на тему «Проектвихрокамерного 4-циліндрового дизельного двигуна для легкового автомобіля»
Зміст
1. Вступ1.1 Перелік умовних позначень
2. ПЕРШИЙ ЕТАП. ТЕПЛОВИЙ РОЗРАХУНОК2.1 Параметри робочого тіла
2.1.1 Кількість горючої суміші М1, кмоль.гор. суміші/кг палива
2.1.2 Кількість окремих компонентів продуктів згоряння при обраному α2.1.3 Загальнакількість продуктів згоряння, кмоль пр. зг. /кг палива2.2Параметри навколишнього середовища і залишкові гази
2.3 Процес наповнення(впуску)
2.4 Процес стиску
2.5 Процес згоряння
2.6 Процес розширення і випуску2.7 Індикаторніпараметри робочого циклу
2.8 Ефективні показники двигуна2.9Визначення основних розмірівдвигуна
2.10 Побудова індикаторної діаграми двигуна
3. Тепловий баланс
3.1 Загальнакількість теплоти, введеної в двигун із паливом, Дж/с3.2 Теплота,еквівалентна ефективній роботі за 1с, Дж/с3.3 Теплота, переданаохолодженому середовищу, Дж/с
3.4 Теплота, віднесена до відпрацьованих газів,Дж/с
3.5 Невраховані втрати теплоти, Дж/с
4. Розрахунок та побудова зовнішньої швидкістноїхарактеристики двигуна
5. Порівняння основних показників проектованогодвигуна і прототипу
6. ДРУГИЙ ЕТАП. ДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК ДВИГУНА
6.1 Сили тиску газів
6.2 Приведення мас частин кривошипно-шатуного механізму
6.3 Сили інерції
6.4 Сумарні сили
6.5 Крутний момент одного циліндра
7. ТРЕТІЙ ЕТАП. РОЗРОБКА ТА КОНСТРУЮВАННЯ ДЕТАЛЕЙДВИГУНА8. ЧЕТВЕРТИЙ ЕТАП.РОЗРАХУНОК СИСТЕМ ДВИГУНА
1. Вступ
Однієюз приоритетних галузей інтенсивного розвитку країни є автомобільнапромисловість. Інтенсивний розвиток автомобільної промисловості стимулюєактивізацію багатьох інших галузей.
Найголовнішоючастиною сучасного авто є силовий агрегат. У більшості випадків це двигунвнутрішнього згорання (ДВЗ). Двигун – це енергосилова мамашина, яка перетворюєбудь-який вид енергії в механічну роботу. Для руху авто необхідний двигун –джерело механічної енергії. Більшість сучасних автомобілів мають поршневі(теплові) двигуни (дизельні або бензинові).
Початокрозвитку ДВЗ відноситься до 60-х років минулого століття. К кінцю 19 століття,коли була організована промислова переробка нафти, ДВЗ, працюючи на рідинномупаливі, знайшли широке розповсюдження. В Росії перший бензиновий двигун булозроблено в 1889р. В 1899р. в Петербурзі розробили перший в світі двигун ззапалюванням від стиску (дизель).
В області розвитку таоновлення автомобільних двигунів головними задачами є розширення використаннядизелів, зниження паливної економічності та удільної маси двигунів, вартістьїхнього випуску та експлуатації. На принципово новий рівень ставиться боротьбас токсичними вибросами двигунів в атмосферу, а також задачі по зниженню шума тавібрації в процесі іх експлуатації.
1.1Перелік умовних позначень
D – діаметр циліндра
S – хід поршня
R – радіус кривошипа
L – довжина шатуна
і – числоциліндрів
ε –ступінь стиску
α –коефіцієнт надлишку повітря
λ –ступінь підвищення тиску
Ра – тискнаприкінці впуску
Рс – тискнаприкінці стиску
Рz – тиск газів наприкінцізгорання
Рb – тиск наприкінцірозширення
Рr – тиск залишкових газів
Ре – середнійефективний тиск
Vл – літраж
Vh – робочий обсяг одногоциліндра
Vc – обсяг камери сгорання
Va – повний обсяг циліндра
Nemax – максимальна потужність
n – частота обертанняколінчатого вала
Memax – максимальний крутниймомент
Nл – літрова потужність
gе – ефективна питомавитрата палива
ηv – коефіцієнт наповнення
ηі –індикаторний ККД
ηм –механічний ККД
ηе –ефективний ККД
2.Перший етап. Тепловий розрахунокТаблиця1 Паливо
Вміст масових часток
вуглецю, водню та кисню в 1кг палива
Молекулярна маса палива,
mn кг/кмоль
Нижча теплота згорання
Нn, МДж/кг С О Н дизель 0,87 0,126 0,004 180...200 42,5 2.1 Параметри робочого тіла
Теоретичнонеобхідна кількість повітря для згорання 1 кг палива
у кмольповітря на 1кг палива
L0 = 1/0,21 * [gc/12 + gн/4 – gо/32] = 1/0,21*[0,87/12 +0,126/4 – 0,004/32]= 4,761904 * [0,075 + 0,0315 – 0,000125] = 4,761904 * 0,10275 = 0,495 кмоль повітря / кгпалива;У кілограмах повітря на 1кг паливаl0 = 1/0,23 * [(8* gc)/3 + 8 * gн – gо] = 1/0,23 * [(8*0,87)/3 + 8 * 0,126 –– 0,004]= 14, 452 кг повітря / кг палива;2.1.1 Кількість горючої суміші М1,кмоль. гор. суміші/кг палива
М1= α*L0= 1,3 * 0,50655= 0,643
2.1.2Кількість окремих компонентів продуктів сгорання при обраному α
МСО2 = gc/12 = 0,87/12 = 0,072 кмоль/кг пал;МН2О = gн/2 = 0,126/2 =0,063 кмоль/кг пал;
МО2 = 0,21 * (α – 1)* L0 = 0,21 * (1,3 – 1) *0,495 = 0,031 кмоль/кг пал;
МN2 = 0,79 * α * L0 = 0,79 * 1,3 * 0,495 = 0,508 кмоль/кг пал.
2.1.3Загальна кількість продуктів згоряння, кмоль пр. зг. /кг палива
М2 = МСО2 + МН2О + МО2 +МN2 = 0,072 + 0,063 + 0,031 + 0,508 = 0,6752.2 Параметринавколишнього середовища і залишкові гази
Атмосферніумови Р0 = 0,1 МПа; Т0 = 288º К;Величина підігріву свіжого повітряΔТа = 20 К;Температура залишкових газів Тr = 800 К;
Тиск залишкових газів Р r = (1,05...1,25) * Р0 =1,15 * 0,1 = 0,115 МПа
2.3 Процес наповнення (впуску)
Щільність заряду навпуску, кг/м3
ρ0=р0*106/(В*Т0), де
В=287 Дж/(кг*К)- питомагазова постійна повітря.
ρ0=0,1*106/(287*288)=1,21кг/м3
Витрати тиску навпуску: ΔРа = (0,03....0,18) Р0 = 0,08 * 0,1 = 0,008 МПа
Тиск в кінціпуска у точці “а”: Ра = Р0 – ΔРа = 0,1 – 0,008 = 0,092 МПа
Коефіцієнтзалишкових газів в кінці впуску в точці “r”:
γr = [(Т0 + ΔТа)/Тr] * [Рr/((ε * Ра) – Р r)] = [(288 + 20)/800] * [0,115/((23 * 0,092) – 0,115)] = 0,022
Температура укінці процесу пуска в точці “а”
Та = (Т0 +ΔТа + γr * Тr)/(1 + γr)=(288 + 20+ 0,022 * 800)/(1 + 0,022) =318,63 ККоєфіцієнтнаповнення
ηv = [Т0 * (φдоз * ε * Ра]/[(Т0 + ΔТа) * (ε – 1) * Р0] = 288* [ (1,05 * 23 * 0,092 – 0,115)]/[(288 + 20) * (23 – 1) * 0,1] = 0,852
К1 = 1,375 – приймаємо пономограмі
n 1 = К1 – 0,022 = 1,372 – 0,022 = 1,352.4 Процесстиску
Тискнаприкінці стискання у точці “с”
Рс = Ра *εn1 = 0,092 * 231,35 = 0,092 * 68,918 = 6,352 МПа
Тс = Та *εn1-1= 318,63 * 231,35-1 = 954,76 К
Середнямольна теплоємкість горючої суміші наприкінці процеса стискання точці “с”
μС́vm = μСvm = 20,6 + 0,002638 * t˚с = 20,6 * 0,00263 * 681,76 = 36,937 кДж/(кмоль*град).
Тс = tc + 273 → tc = Тс – 273 =954,76 – 273 = 681,76 К
Коефіцієнтвикористання теплоти ξz на ділянці сгорання с – z: ξz = 0,85
2.5 Процес згоряння
Коефіцієнтмолекулярної зміни горючої суміші:
µ0 =М2/М1 = 0,675/0,643 = 1,05
Коефіцієнтмолекулярної зміни робочої суміші:
µ = (µ0 +γr)/(1+ γr)= (1,05 + 0,022)/(1+ 0,022) = 1,072/1,022 =1,048
Кількістьтеплоти, втраченої внаслідок неповного згоряння палива, кДж/кг:
/>;
Середнямолна телоємкість продуктів сгоряння,(кДж/моль·град):
Коефіціент використаннятеплоти />;
Ступінь підвищення тиску />;
Температура наприкинцівидимого процесу згоряння визначаємо:
Tz=2086,741, К
Максимальний тиск газів уциліндрі наприкінці згоряння, Мпа
Рz = λ * Рс = 1,5 * 6,35 = 9,527 Мпа
2.6 Процес розширення і випуску
Вибираємопоказник політропи розширення n 2 по номограмі
Ступіньпопереднього розширення на ділянці z-c:
ρzc =(μ * Тz)/ (λ * Тс) = (1,048 * 2086,741)/(1,5 * 954,76) = 1,527Ступінь послідовного розширення
δ =ε/ ρzc = 23/1,527 = 15,06
Температура уточці “в”
Тв = Тz * [1/ δ(n2-1)] = 2086,741 * [1/15,06(1,18-1)] = 1280,733 КТиск у точці “в”
Рв =Рz * (1/ δn2) = 9,527 *(1/15,061,18) = 0,388 МПа
Процесвипуска відпрацювавших газівПеревіримкоректність вибору Тr при розрахунку процеса впускуТr = Тв/( Рв/Р r) = 1280,733/(0,388/0,115) = 376 К
2.7 Індикаторні параметри робочогоциклу
Середнійтеоретичний (розрахунковий) індикаторний тиск, МПа.
Р́і= [Рс/(ε – 1)] * [λ * (ρzc – 1) + {(λ * ρzc)/(n 2 – 1)} * ((1 –1/δ(n2-1)) – (1/(n 1 – 1)) * (1 –1/ε(n1-1) = [6,352/(23– 1)] * [1,5 * (1,527 – 1) + {(1,5 * 1,527)/(1,18 – 1)} * ((1 – 1/15,06(1,18-1))– (1/(1,35 – 1)) * ((1 – 1/23^( 1,35 – 1)) = 1,098 МПа
Середнійіндикаторний тиск дійсного циклу, МПа
Рі =Р́і * φ. Приймаємо φ = 1,105 → Рі= 1,098 * 0,92 = 1,01 Мпа.
ІндикаторнийККД
ηі = (Рі * l0 * α)/ (Ни * ρ0 * ηv) = (1,01 *14,452 * 1,3)/(42,5 * 1,21 * 0,852) = 0,433
Індикаторнадійсна витрата палива, г/(кВт * ч)
gі = 3600/(Ни * ηі) =3600/(42,5 * 0,433) = 195,554 г/(кВт * ч)
2.8 Ефективні показникидвигуна
Середній тискмеханічних втрат, МПа
Рм = 0,089 *0,0135 * Vп.ср.= 0,089 +0,0135 * 13,057 = 0,224 МПа
Середняшвидкість поршня
Vп.ср. = (S * n)/30 = (0,0784 * 5000)/30 = 13,057 м/с
Середнійефективний тиск, МПа
Ре = Рі – Рм= 1,01 – 0,224 = 0,786 МПа
Механічний ККД
ηм = Ре/ Рі =0,786/1,01 = 0,778Ефективний ККД
ηе = ηм * ηі = 0,778 * 0,433= 0,337Ефективна витратапалива, г/(кВт * ч)
gе = 3600/(Ни * ηе) =3600/(42,5 * 0,337) = 251,28Годинна витратапалива, кг/год
Gп = gе *Nе = 251,28 * 40,5/1000 = 10,177 кг/год2.9 Визначення основнихрозмірів двигуна
Літраж двигуна, л
Vл = ΣVh = (30*τ*Nе)/(Ре*n) = (30 * 4 *40,5)/(0,77 * 5000) = 1,237 л.Робочий обсягодного циліндра, л
Vh = Vл/і = 1,237/4 =0,309 л
Обираємовідношення S/D = 1,105Діаметр циліндрадвигуна, мм
/> = />= 70,9 мм.Хідпоршня, мм
S = S/D * D = 1,105 * 70,9= 78,343 мм.
Отриманнізначення округляємо до найближчих цілих значеннь:
D = 71 мм; S = 78 мм.
На основіотриманих Sі D вироховуємо основніпараметри та показники двигуна:
Літраж, л
Vл = (π * D² * S * і)/4 * 10⁶= (3,14 * 71² * 78 * 4)/ 4 * 10⁶= 1,235 л.
Ефективнамаксимальна потужність, кВт
Nе = (Ре * Vh * n * і)/30τ = (0,77 * 0,309* 5000 * 4)/30 * 4 = 39,655 кВт.
Витратипалива, кг/год
Gп = gе*Nе = 251,28* 39,655/1000 = 9,965 кг/год.
Середняшвидкість поршня, м/с
Vп.ср. = (S * n)/30 * 103 = (78 * 5000)/30000 = 13 м/с.
2.10 Побудоваіндикаторної діаграми двигуна
Vh = 0, 309 л;
Vс = Vh/(ε – 1) = 0, 309/(23 – 1) = 0,014 л
Vа = (Vh + Vс)/ Vс = (0, 309 + 0,014)/0,014 = 23,071 л
Для побудовидіаграми вибираємо кут α = 15˚
Знаходимокути β1 та β2
tg β1 = (1 + tgα)n1 – 1 = (1 + tg15˚)1,35 – 1 = 20˚
tg β2 = (1 + tgα) n2 –1 = (1 + tg15˚)1,18 – 1 = 18˚
Положенняточки “с”:
Р́с́́́́́́́́́́́= 1,25 * Рс = 1,2 * 6,352 = 7,62
3. Тепловий баланс
3.1 Загальна кількість теплоти, введеної в двигун ізпаливом, Дж/с
Q0 = (Ни * Gп)/3,6 = (42500 * 9,965)/3,6 = 117642,363.2 Теплота, еквівалентна ефективнійроботі за 1с, Дж/с
Qе = 1000 * Nе = 1000 * 40,5 = 405003.3 Теплота, передана охолодженомусередовищу, Дж/с
Qb = С * і * D(1+2m) * nm* (Ни-ΔНи)/α*Ни = 0,53 * 4 * 7,1(1+2*0,7) * 50000,7 * 1/1,3 = 60941,841
3.4Теплота, віднесена до відпрацьованих газів, Дж/с
Qr = Gп/3,6 [М2 * (mС́ ́р)to * (Тz – 273) – М1 * (mС́́р)to * (Т0 – 273)] =
9,965/3,6 * [0,675* (23,285 + 8,315) * (2086,741 – 273) – 0,643 * (20,775 + 8,315) * (288 – 273)] = 10007,6
3.5Невраховані втрати теплоти, Дж/с
Qост = Q0 – (Qе + Qb + Qr) = 117642,36 –(40500 + 60941,841 + 10007,6) = 6192,92Складова теплового балансу в джоулях на секунду і у відсотках подана утаблиці 2.
Таблиця2Складова теплового балансу Q, Дж/с q, %
Теплота:
еквівалентна ефективній роботі
передана охолодженому середовищу
віднесена з газами, що відпрацювали
невраховані витрати
Загальна кількість теплоти, введеної в двигун із паливом
40500
60941,841
10007,6
6192,92
117642,36 100
4.Розрахунок та побудова зовнішньої швидкістної характеристики двигуна
Швидкістнахарактеристика показує зміну міцності, крутного моменту, витрат палива та іншихпараметрів від частоти обертання колінчастого вала. В залежності від положенняоргана, який керує подачею палива, розрізняють зовнішню та часткові швидкісніхарактеристики.
Швидкіснахарактеристика, отримана при повному дроселі (бензиновий двигун) або приположенні рейки паливного насоса (дизель), відповідаючому номінальній міцності,називається зовнішньою. Зовнішня швидкісна характеристика дозволяє провестианаліз і дати оцінку міцністних, економічних, динамічних та експлуатаційнихпоказників при роботі двигуна з повним навантаженням.
Будь-якашвидкістна характеристика двигуна, отримана при неповному відкритті дросельноїзаслонки (бензиновий двигун) або при положенні рейки паливного насоса (дизель),відповідаючий частковій міцності, називається частковою швидкістною характеристикою.Такі характеристики використовуються для виявлення цілого ряда факторів (кутаопєрєжєнія запалювання, складу суміші, мінімально устойчивих частот обертаннята ін.) на роботу двигуна при часткових навантаженнях та дають можливістьполіпшити його міцністні таекономічні показники.
У курсовомупроекті ЗШХ проектованого двигуна будуємо по максимальніій потужності Nemax, емпірічних формулах, щозабезпечують достатній рівень точності.Криві швидкісної характеристики будуємов інтервалі від 500 до 5000 хв‾ ¹.
Розрахунковіточки кривої ефективної потужності визначаються по такій емпірічній залежності,кВт:
Nex1 = Nemax * (nx/nN) * [0,7 + 1,3 *(nx/nN) – (nx/nN)²] = 40,5 *(500/5000) * [0,7 + 1,3 * (500/5000) – (500/5000)²] = 3,32 кВт
Дляспрощення розрахунків значення Nex2, Nex3, Nex4, Nex5, Nex6, Nex7, Nex8, Nex9, Nex10 зведені у таблиці 3.
Розрахунковіточки на кривій ефективного крутного моменту розраховуються по такійзалежності, Н*м:
Mex1 = (3 * 10 * Nex1)/π * nx = (3 * 10⁴ * 3,32)/3,14 * 5000 =63,44.
Для спрощеннярозрахунків значення Mex2, Mex3,Mex4, Mex5, Mex6, Mex7, Mex8, Mex9, Mex10 зведені у таблиці 3.
Розрахунковіточки на кривій питомої витрати палива визначаємо по такій емпірічнійзалежності, г/(кВт*ч):
gех1 = gеn * [1,35 + 1,35 * (nx/nN) + (nx/nN)²] = 251,28 * [1,35 – 1,35 * (500/5000) + (500/5000)²] = 307,818.
Для спрощеннярозрахунків значення gех2, gех3, gех4, gех5, gех6, gех7,gех8, gех9, gех10 зведені у таблиці 3.
Витрати паливадля шуканих точок, кг/год:
GТх1 = gех1 * Nex1 = 307,818 * 3,32 = 1,022
Для спрощеннярозрахунків значення GТх2, GТх3, GТх4, GТх5, GТх6, GТх7, GТх8,GТх9, GТх10 зведені у таблиці 3.
Розрахунковіточки, необхідні для побудови ЗШХ
Таблиця 3n, хв‾ ¹ 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
Ne,
кВт 3,32 7,45 12,15 17,17 22,28 27,22 31,75 35,64 38,64 40,5
Me,
Н*м 63,44 71,18 77,39 82 85,15 86,69 86,67 85,13 82,04 77,39
gе,
г/(кВт*
год) 307,82 281,43 265,08 243,74 232,44 226,15 224,89 228,67 237,46 251,28
GТ,
кг/год 1,022 2,097 3,221 4,185 5,179 6,156 7,14 8,15 9,175 10,177
5. Порівняння основнихпоказників проектованого двигуна і прототипу
Зарезультатами теплового розрахунку і розрахунку зовнішньої швидкісноїхарактеристики необхідно скласти порівняльну таблицю основних показниківрозраховуємого двигуна і прототипу.
Таблиця4Показник Позначення показника одиниця
Розраховуємий
двигун Прототип 1.Діаметр циліндра D мм 71 76 2. Хід поршня S мм 78 84 3. Робочий об’єм Vл л 1,235 1,52 4. Число циліндрів і – 4 4 5. Ступінь стиску ε – 23 6.Максимальна потужність Nemax кВт 40,5 55 7.Частота обертання колінчатого вала при максимальній потужності nN об/хв 5000 4800 8.Максимальний крутний момент Memax Н*м 9,4 9.Частота обертання колінчатого вала при максимальному крутному моменті nМ об/хв 3000 10.Середній ефективний тиск Ре МПа 0,786 11.Літрова потужність Nл кВт/л 2,68 12.Мінімальна питома витрата палива gеmin г/(кВтч) 251,28 190
6. Другий етап.Динамічний розрахунок двигуна
Сутністьдинамічного розрахунку зводиться до визначення сумарних сил і моментів, щовиникають від тисків газів і від сил інерції у кривошипно-шатуному механізмі.По цих силах і моментах розраховують основні деталі на міцність та спрацювання,а також возначають нерівномірність крутного моменту і ступінь нерівномірностіходу поршня. Під час роботи двигуна на деталі кривошипно-шатуного механізмудіють сили тиску газів в циліндрі, сили інерції возвратно-поступово рухачихгазів мас, ценробіжні сили, тиск на поршень (приблизно рівне атмосферному тиску)та сили ваги (сили ваги в динамічному розрахунку не враховують. Всі діючі вдвигуні сили сприймаються корисним опором на колінчатому валу, силами тертя таопорами двигуна.
Аналітичнета графічне визначення сумарних сил, які діють на КШМ
6.1 Сили тиску газів
Сили тискугазів, які діють на площу поршня, для спрощення динамічного розрахунку змінюютьоднією силою, яка направленя по осі циліндра та прикладеної по осі поршневогопальця. Її визначають для кожного моменту дії (кута φ) по індикаторнійдіпграмі, побудованій на основі теплового розрахунку.
Перебудоваіндикаторної діаграми у розгорнуту по куту обертання здійснюють по методуБрікса. Для цього під індикаторною діаграмою будують допоміжне напівколорадіуса R= S/2 = 58/2 = 29 мм. Відцентра кола у бік НМТ відкладають поправку Брікса. На півколо поділяютьпроменями із центру на частини (через 30˚), а з точки О̀ проводятьлінії, паралельні цим променям. Отримані точки на півколі, перенесені повертикалях на індикаторну діаграму, відповідають дійсним положенням поршня длявизначених кутів повороту кривошипа φ. Масштаби розгорнутої індикаторноїдіаграми сил Мр = МРF = 0,083 * 0,008 = 0,00066 МН/мм = 0,66кН/мм; кут поворотукривошипа Мφ = 3,3 град/мм або Мφ = 0,058 рад/мм.
6.2 Приведення мас частинкривошипно-шатуного механізму
Значеннямаси поршневої групи mn і маси шатунної групи mш приймаю використовуючитабличні дані. Згідно цим таблицям у відповідності з D = 80 мм приймаю: m΄n = 150кг/м³;m΄ш = 220кг/м²
По прийнятихданих встановлюємо:
Масупоршневої групи mn = m΄n * Fn = 150 * 0,008 = 1,2 кг;
Масу шатуна mш = m΄ш * Fn = 220 * 0,008 = 1,76 кг;
Неврівноваженихчастин одного колеса вала mк = m΄к * Fn = 200 * 0,008 = 1,6кг.
Маса шатуна,зосереджена на осі, кг:
поршеневогопальця mшп= 0,275 mш= 0,275 * 1,76 = 0,484;
кривошипа mшк = 0,725 * mш = 0,725 * 1,76 = 1,276;
Маси, щочинять рух, кг:
зворотньо-поступальнийmj = mn + mшп = 1,2 + 0,484 =0,5808;
обертальний mR = mk + mшк = 1,6 + 1,276 = 2,876.
6.3 Сили інерції
Графічнимшляхом за методом дотичних напружень визначаємо сили інерції відзворотно-поступальних мас у залежності від переміщення поршня. Для цього зточки А у масштабі сил відкладаємо униз, Н:
Рjmax = – mj * R * ω²(1 + λ) = – 0,5808 * 0,04 *455,3² * (1 + 0,25) = 6094,9;
а з точки В уверх, Н:
Рjmin = mj * R * ω²(1 – λ) = 0,5808 * 0,04 *455,3² * (1 – 0,25) = 3611,9
Отриманіточки з’єднуємо, з точки Е перетинання цієї прямої з відрізком АВ відкладаємоуверх розмір 3 mj Rω²λ = 3 * 0,5808 * 0,04 * 455,3² * 0,25 = 3611,9 Н.
Таким чиномпісля необхідних креслень ми отримаємо діаграму Рj = f(Sn).
Діаграму силінерції розвертають по куту повороту кривошипа за методом Брікса, одержуючи Рj = f(φ).
6.4 Сумарні сили
Початковоюсилою, що обумовлює динамічне навантаження на кривошипний механізм, є сумарнасила Р, чинна по осі циліндра і рівна алгебраїчній сумі сил, Н: Р = РГ + Рі.
Побудовакривої зміни сумарної сили Р від кута повороту кривошипа проводиться графічнимпідсумовавунням ординат кривих Рr = f(φ) і Рj = f(φ). Аналітичне визначеннясил, що діють у кривошипно-шатунному механізмі, проводяться по формулах, Н:
Сила, що діє уздовжшатуна S= Р/(1/cosβ)
Нормальна сила N = Рtg β
Сила, що діє по радіусукривошипа К = Р[cos (φ + β)/cosβ]
Тангенціальнасила Т = Р[sin(φ + β)/cosβ]
Значення цихсил у ньютонах в залежності від кута повороту кривошипа зведені у Таблиці 5,кН:Кут повороту N S T K 0,00 -26,30 -26,30 0,00 30 -2,62 -20,96 -16,71 -12,67 60 -1,68 -7,84 -2,37 -7,47 90 1,31 5,26 -1,31 5,10 120 2,87 13,34 -9,00 9,85 150 1,92 15,39 -14,18 5,97 180 0,00 15,59 -15,59 0,00 210 -1,92 15,39 -14,18 -5,97 240 -2,92 13,57 -9,16 -10,02 270 -1,48 5,98 -1,48 -5,80 300 1,19 -5,52 -1,66 5,26 330 1,28 -10,26 -8,18 6,20 360 0,00 20,66 20,66 0,00 370 1,96 45,68 9,86 44,58 390 1,16 9,30 7,42 5,26 420 0,28 1,29 0,39 1,23 450 2,38 9,61 -2,38 9,32 480 3,45 16,07 -10,85 11,87 510 2,10 16,82 -15,50 6,53 540 0,00 16,56 -16,56 0,00 570 -2,01 16,09 -14,83 -6,24 600 -2,94 13,68 -9,23 -10,10 630 -1,39 5,61 -1,39 -5,43 660 1,61 -7,50 -2,26 7,15 690 2,58 -20,62 -16,45 12,47 720 0,00 -26,15 -26,15 0,00
Графічновиконую визначення значення і знака тангенціальних сил.
6.5 Крутний момент одногоциліндра
Нм: Мкрц = ТR масштаб крутного моменту,Нм/мм: Мм=Мр FnR=66 * 0,008 * 0,04 = 0,2112Нм/мм
Мφ =4π/(і * ОА) = 0,035 рад/мм – масштаб кута повороту вала на діаграмі Мкр.
Рівномірністьходу двигуна приймаємо δ = 0,01
Моментінерції мас двигуна, що рухаються, приведених до осі колінчатого вала,кг*м²:
J0 = LНАДЛ/ δω²=1581,6/(1* 455,3²) = 0,76 кг*м²
7. Третій етап.Розробка та конструювання деталей двинуна
Розрахунокпоршня
Найбільшнапруженим елементом поршневої групи є поршень. Він сприймає високі газові,інерційні та теплові навантаження, тому при його виготовленні до матеріалупред’являються підвищені вимоги.
На основіданих розрахунку:
Діаметрпоршня D=71 мм;
Хід поршня S = 78 мм;
Максимальнийтиск сгорання рz = 9,527 МПа;
Площа поршня Fп = 0,008 м²;
Найбільшанормальна сила Nmax = 0,00345 МН при φ = 480˚;
Масапоршневої групи mn = 1,2 кг;
Частотаобертання nx.x.max = 5000
λ = 0,25
Відповідноіснуючим співвідношенням приймаємо:
Висоту поршняН = 115,6 мм (Н/D);
Висоту юбкипоршня hю= 57 мм (hю/D);
Радіальнутовщину кільця t = 4 мм (t/D);
Радіальнийзазор кільця у канавці поршня Δt = 0,8мм;
Товщинустінки поршня s= 7 мм (s/D);
Товщинуверхньої кільцевої перемички hп = 4мм (hп/D);
Числомасляних каналів у поршні n’м = 6;
Діаметр маслянихканалів у поршні dм = 1,5 мм (dм/а);
а = 3 мм(висота кільця).
Матеріалпоршня та гільзи циліндра – алюмінієвий сплав, α = 22 * 10⁶ 1/К;
/>
Рисунок 1. Схемапоршня
Напруженнястиску у перерізі х – х
Площаперерізу х – х:
Fх – х = (π/4) * (d²к – d²і) – n’м * F´ = [(3,14/4) *(65,4² – 51,4²) – 6 * 21] * 10= = [0,785 * 1635,2 – 126] * 10⁶= 0,001157 м²
де
dк = D – 2 * (t + Δt) = 75 – 2 * (4 + 0,8) =75 – 9,6 = 65,4 мм;
dі = D – 2 * (s + t + Δt) = 80 – 2 * (7 + 4 +0,8) = 75 – 23,6 = 51,4 мм;
F´ = dм * (dк – dі)/2 = 1,5 * (65,4 –51,4)/2 = 1,5 * 14 = 21 мм.
Максимальнастискуюча сила, МН:
Рzmax = Рz * Fп = 10,332 * 0,008 =0,08266
Напруженнястиску, МПа
σст = Рzmax/ Fх – х = 0,08266/0,0012 =68,8
Напруженнярозриву у перерізі х – х:
Максимальнакутова швидкість холостого ходу, рад/с:
ωх – хmax = π nх – хmax/30 = (3,14 *4350)/30 = 455,3
Маса головкипоршня з кільцями, розташованими вище перерізу х – х, кг:
mх – х = 0,6 * mп = 0,6 * 1,2 = 0,72
Максимальнасила, що розриває, МН:
Рj = mх – х * R * ω²х – хmax * (1 + λ) = [0,72 *0,04 * 455,3² * (1 + 0,25)] * 10= 0,074
Напруженнярозриву, МПа:
σР= Рj / Fх – х = 0,074/0,001208 =4,5
Напруження уверхній кільцевій перемичці:
зрізу, МПа
τ =0,0314 * Рz* D/hп = 0,0314 * 10,332 *75/4 = 6,08
згинання,МПа
σсг = 0,0045 * Рz * (D/hп)² = 0,0045* 10,332 * 75/4 = 0,87
складне,МПа
σΣ = √σ²сг + 4τ² = √18,6² + 4 * 6,4² = √345,96 + 163,84 = 22,5
Питомий тискпоршня на стінку циліндра, МПа:
q1 = Nmax/ (hю*D) =0,00345/(0,057*0,075) = 0,81
q2 = Nmax/ (Н*D) =0,00345/(0,1156 *0,075) = 0,39
Діаметри головкита юбки поршня, мм:
DГ = D – ΔГ = D – 0,006*D = 75 – 0,45 = 74,55
DЮ = D – ΔГ = D – 0,002*D = 75 – 0,15 = 74,85
Діаметральнізазори у гарячому стані, мм
ΔГ = D*[1+αЦ * (ТЦ – ТО)]– DГ*[1+αП * (ТГ – ТО)]= 75*[1+22*10⁶ * (388 – 293)] – 74,85 *[1+22*(10⁶)* (553 – 293)] = 75,26665 – 75,07425 = 0,1924
ΔЮ = D*[1+αЦ * (ТЦ – ТО)]– DЮ*[1+αП * (ТЮ – ТО)]= 75*[1+(11*10) * (388 – 293)] – 74,85 *[1+(11*(10⁶)) * (450 – 293)] = 75,0851 – 74,9793 = 0,1058
де αЦ = αП = 22*10⁶ 1/К коефіцієнти лінійного розширення матеріалів поршня тациліндра;
ТЦ =338, ТГ = 553, ТЮ = 450 К віддповідно температури стінок циліндра, головки таюбки поршня в робочому стані прийняті з урахуванням рідинного охолоджен-нядвигуна.
Розрахунокпоршневого пальця
Підчас роботи двигуна поршневий палець попадає під дію змінних навантажень, щоприводять до виникнення напружень згинання, зсуву, зминання та овалізації.
Розрахунокпоршневого пальця включає визначення питомих тисків пальця на втулку верхньоїголовки шатуна та на бобишки, а також напруження від згинання, зрізутаовалізації.
Відносноіснуючим відношенням приймаємо:
Зовнішнійдиаметр пальця dп = 35мм (dп/ D);
Внутрішнійдіаметр пальця dв = 21 мм (dв/ D;
Довжинупальця lп= 86 мм (lп/D);
Довжинувтулки шатуна lш= 46 мм (lш/D);
Відстань міжторцями бобишек b = 40 мм (b / D);
Матеріалпоршневого пальця – сталь 12ХН3А, Е = 2,2*10⁵
Палецьплавуючого типу.
Розрахунковасила, що діє на поршневий палець:
газова, МПа
Рzmax = Рzmax * Fп = 10,332 * 0,008 =0,08266
Інерційна,МПа
Рj = – mп * R * ω² * (1 + λ) =[– 0,824 * 0,04 * 314² * (1 + 0,25)] * 10⁶ = 0,0041
де ω = π * nN/30 = (3,14 * 3000)/30 =314 с
розрахункова
Р = Рzmax – к * Рj = 21 – 0,72 * 0,0041 = 0,08266– 0,0029 = 0,07976 МПа
Питомий тискпальця на втулку поршневої головки шатуна, МПа
qш = Р/(dп * lш) = 0,07976/(0,035 *0,046) = 0,08266 / 0,000161 = 513,4
Питомий тискпальця на бобишки, МПа
qб = Р/[ dп * (lп – b)] = 0,07976 /[ 0,035 *(0,086 – 0,04)] = 0,08266 /0,00161 =51,34
Напруженнязгинання в середньому перерізі пальця, МПаσсг = [Р * (lп + 2b – 1,5* lш)]/[1,2 * (1 – α⁴) * d³п] = [0,08266 *(0,086 + 2 * 0,04 – 1,5 *0,046)]/ [1,2 * (1 – 0,6⁴) * 0,035³] =138,24
де α = dв/dп = 21/36 = 0,6
Дотичні напруження зрізув перерізах між бобишками і головкою шатуна, МПа
τ = [0,85 * Р * (1+ α + α²)]/[(1 – α⁴) * d²п] = [0,85 * 0,07976 * (1 + 0,6 +0,6²)]/[(1 – 0,6⁴) 0,035² ] =99,55
Найбільшезбільшення горизонтального діаметру пальця при овалізації, мм
Δ dп max = [(1,35 * Р)/(Е* lп)] * [(1 + α)/(1 – α)]³ * [0,1 –(α – 0,4)³] =[(1,35 * 0,07976)/(2,2 * 10⁵ * 0,086)] * [(1+ 0,6)/(1 – 0,6)]³ * [0,1 – (0,6 – 0,4)³] = 0,024Напруження овалізації на зовнішнійповерхні пальця:
Вгоризонтальній площині (точки 1, Ψ = 0˚), МПа
σα 0˚ =(15 *Р)/(lп * dп) * [0,19 * {(2 + α)(1 + α)/( 1 – α)²} – 1/ 1 – α)]* [0,1*(α –0,4)³] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035) * [0,19 * {(2 +0,6)(1 + 0,6)/( 1 – 0,6)²} – 1/ 1 – 0,6)]* * [0,1*(0,6 – 0,4)³] =72,89
Ввертикальній площині (точки 3, Ψ = 90˚), МПаσα 90˚ =(15*Р)/(lп*dп) *[0,174 * {(2+α)(1 + α)/(1–α)² * α} +0,636/(1–α)]*[0,1 – (α – 0,4)³] =(15 * 0,08266)/(0,086 *0,035²) * [0,174 * {(2+0,6) * (1 + 0,6) / (1–0,6)² * 0,6} + 0,636 /(1 –0,6)]*[0,1 – (0,6 – 0,4)³] = – 184,98Напруження овалізації на внутрішнійповерхні пальця:В горизонтальнійплощині (точки 2, Ψ = 0˚), МПаσі 0˚ =(15 * Р)/(lп * dп) *[0,19 * {(2 + α)(1 + α)/( 1 – α)² * α} + 1/(1 –α)]* [0,1*(α –0,4)³] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035) * [0,19 *{(2 + 0,6)(1 + 0,6)/( 1 – 0,6)² * 0,6} + + 1/ 1 – 0,6)] * [0,1*(0,6 –0,4)³] = – 288,97
В вертикальній площині(точки 4, Ψ = 90˚), МПаσі 90˚ =(15*Р)/(lп*dп) *[0,174 * {(2+α)(1 + α)/(1–α)² + 0,636/(1–α)]*[0,1 –(α –0,4)³] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035²) * [0,174 * {(2+0,6)* (1 + 0,6) / (1–0,6)² –0,636 / (1–0,6)]*[0,1 – (0,6 – 0,4)³] =145,14
8. Четвертий етап.Розрахунок систем двигуна
Розрахуноксистеми мащення.
Розрахунокмасляного насосу
Загальнакількість тепла, виділеного паливом на протязі 1с, визначається за данимитеплового розрахунку Q0 = 105,1 кДж/
Кількістьтепла, відведеного від маслом від двигуна:
Qм = 0,026 * Q0 = 0,026 * 105,1 = 2,73кДж/с
Теплоємкістьмасла см = 2,094 кДж/(кг*К)
Щільністьмасла ρм = 900 кг/м³
Температуранагріву масла в двигуні ΔТм = 10 К
Циркуляційнавитрата масла
VЦ = Qм/(ρм см ΔТм) = 2,73/(900 *2,094 * 10) = 2,73/18846 = 0,00014 м³/с.
Циркуляційнавитрата з урахуванням стабілізації тиску масла у системі
V’ = 2VЦ = 2 * 0,00014 = 0,00028м³/с.
Об’ємнийкоефіцієнт подачі
ηн = 0,8
Розрахунковапродуктивність насоса
Vр = V’/ ηн = 0,00028/0,8= 0,00035 м³/с.
Модульзачеплення зуба m = 5мм = 0,005м.
Висота зуба h = 2m = 2 * 5 = 10мм = 0,01 м.
Число зубцівшестерні z= 8.
Діаметрпочаткового кола шестерні D0 = m z = 8 * 5 = 40мм = 0,04м.
Діаметрнавколищнього кола шестерні D = m (z + 2) = 5 * (8 + 2) = 50мм = 0,05м.
МеханічнийККД масляного насоса ηм.н = 0,89
Потужність,що витрачається на привід масляного насоса, кВт:
NН = Vрр/(ηм.н * 10³)= 0,00035 * 5 * 10⁵/(0,89 * 10³) =0,196
Розрахуноксистеми охолодження
Розрахунокводяного насоса
За даннимитеплового балансу кількість тепла, відведеної від двигуна рідиною: Qв = 55768,9 Дж/с; середнятеплоємкість води сж = 4187 Дж/(кг*К); середня щільність води ρж = 1000кг/м³. Натиск, що здійснюється насосом, приймається рж = 80000 Па, частотаобертання насоса nв.н = 2000 об/хв.
Циркуляційнавитрата води у системі охолодження
Gж = Qв/(сж ρж ΔТж) =55768,9 /(4187*1000*10) =0,0013 м³/с,
де ΔТж =10 – температурний перепад води при вимушеній циркуляції, К.
Розрахунковапотужність потужність насоса
Gжр = Gж/η = 0,0013/0,84 =0,0015 м/с,
де η=0,84 – коефіцієнт подачі насосу.
Радіусвхідного отвору крильчатки
r1 = √ Gжр/(πс1) + r²0 = √0,0015/(3,14* 1,7) + 0,02² = √0,0015/5,3384 = 0,0167м,
де с1 = 1,7 –швидкість рідини на вході у насос, м/с;r0 = 0,02 – радіус ступіци крильчатки, м.
Коловашвидкість потоку рідини на виході з колеса
u2 = √1 + tgα2ctgβ2 * √рж/βжηh = √1 + tg8˚ctg40˚ *√ 80000/(1000 * 0,66) = 11,9м/с
де α2 = 8˚, а β2 = 40˚; ηh = 0,66 – гідравлічнийККД насоса.Радіус крильчатки колеса на виході
r2 = 30 u2/(π nв.н) = 30 * 11,9/(3,14 *2000) = 0,057 м.
Коловашвидкість входа потока
u1 = u2 * r1/ r2 = 11,9 * 0,0068/0,057 =6,9м/с
Кут міжшвидкостями с1 та u1 приймається α1 = 90˚, при цьому
tgβ1 = с1/ u1 =1,7/6,9 = 0,246 →β1 = 15°38´
Шириналопатки на вході
b1 = Gжр/(2π r1 – zδ1/sin β1) с1 =0,0015/(2*3,14 * 0,0068 – 6 * 0,004/sin 15°38´) * 1,7 = 0,004 м
де z = 6 – число лопаток накрильчатці насоса;
δ1 =0,004 – товщина лопаток у входа, м.
Радіальнашвидкість потока на виході з колеса
сr = (Рж tgα2)/(ρж ηh u2) = (80000 tg8˚)/(1000 * 0,66 *11,9) = 1,43 м/с
Шириналопатки на виході
b2 = Gжр/(2π r2 – zδ2/sin β2) сr = 0,0015/(2*3,14 * 0,057– 6 * 0,004/sin40˚)1,43 = 0,0105 м.
Міцність, якуспоживає рідинний насос:
Nв.н. = Gжр рж/1000 ηм =(0,0015 * 80000)/(1000 * 0,84) = 0,5 кВт
де ηм=0,84 – механічний ККД рідиного насосу.Розрахунок системи газорозподілу
Длягазообміну в існуючих автомобілях і тракторних двигунах застосовуються клапаннімеханізми, виконані в більшості випадків по двом конструктивним схемам: зверхнім та нижнім розташуванням клапанів. Проектований двигун містить механізмгазорозподілу з верхнім розташуванням клапанів (по одному впускному тавипускному).
/>
Рисунок 2. Схемаклапана
Проектуваннямеханізму газорозподілу починається з визначення прохідного перерізу сідлаклапана Fкл
Fкл = Vпср * Fп/(ікл * ωвп) = 14,5 *0,008/(1 * 105) = 11 см²
де Vпср = 14,5 м/с – середняшвидкість поршня;
Fп = 0,008 м² — площапоршня;
ікл = 1 – числоодноіменних клапанів;
ωвп =45м/с – швидкість клапана у проходному перерізі клапана.
Враховуючи,що через горловину проходить стебло клапана, їїплощу звичайно приймають Fгор = (1,1-1,2)Fкл = 1,15 * 11 = 12,65см²
Діаметргорловини обмежується можливість розташування клапанів у головці блока призаданому диаметрі
dгор = √4 * Fгор/ π = √4 *12,65/3,14 = 4 см.
Максимальнависота підйому клапана при куті фаски клапана α = 45º
hкл = √4,93 * d²гор + 4,44 * Fкл/2,2 – dгор = √4,93 *4² + 4,44 * 11/2,22 – 4 = 1,09 см.