--PAGE_BREAK--
Скругление индикаторной диаграммы. Начало открытия впускного клапана (точка г') устанавливается за 20° до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка а") — через 56° после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b') принимается за 56° до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а') — через 20° после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя, угол опережения впрыска равным 20°, а продолжительность периода задержки воспламенения ∆φ>= 8°.
Рис 3.1 Индикаторная диаграмма
3. Построение внешней скоростной характеристики двигателя
Внешняя скоростная характеристика строится для двигателей, используемых в качестве энергетической установки автотранспортных средств.
Внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя представлена в Приложении 2. В основу определения энергетических и экономических показателей двигателя положены следующие эмпирические зависимости, предложенные С.Г. Лейдерманом:
Численные значения коэффициентов в уравнениях приведены в табл. 6
Таблица 6
Коэффициенты для построения скоростной характеристики
Тип двигателя
Дизель с неразделенной камерой сгорания
0,7
1,3
1
1,55
1,55
1
Задаемся частотой вращения из расчета, чтобы отношение было кратным 0,1 т.е. =0,2; 0,3; 0,4…1,0; — для дизелей и бензиновых двигателей средней и большой мощностей.
Для дизеля строится регуляторная ветвь скоростной характеристики из условия, что на этом участке мощность, момент и часовой расход топлива изменяются по линейному закону. При работе на регуляторе частота вращения изменяется от до (максимальной частоты вращения на холостом ходу)
= ( 1+0,08 )Ч2300 = 2484об/мин
где d— коэффициент неравномерности регулятора, принимается в пределах 0,07…0,08.
Часовой расход топлива ВТ.х на регуляторной ветви определяется из соотношения:
ВТ.х =(0,25…0,30)ВТ.мах = ( 0,25 ч 0,30 ) Ч 49,2 = 14,76 кг/ч
Вращающий момент и часовой расход топлива подсчитываются по формулам:
, кНм,
где - частота вращения коленчатого вала в , -мощность в кВт;
.
Все расчетные данные заносятся в табл. 7
Таблица 7 Показатели двигателя для построения скоростной характеристики
Рис 4.1. Внешне скоростная характеристика двигателя
4. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
Конечной целью кинематического расчета двигателя является определение ускорения поршня.
Основными геометрическими параметрами, определяющими законы движения элементов КШМ, являются: r– радиус кривошипа коленчатого вала (r=59,5 мм), lш– длина шатуна (lш=228,8мм). Параметр l= r/lшявляется критерием кинематического подобия КШМ. Для двигателя l= r/lш=0,26. Порядок кинематического расчета двигателя следующий.
а). Определяем по формулам перемещение Sx, скорость Cп и ускорение поршня jпв зависимости от угла поворота коленчатого вала (с интервалом 30о).
,
,
б). Полученные значения кинематических параметров оформляем в таблицу 8:
--PAGE_BREAK--к г,
где = mуд.п*Fп= mуд.п*π*D2/4=28*3,14*11,92/4=2957,63г = 2,958 кг — масса поршневой группы,
-масса шатуна, отнесенная к поршневому пальцу:
=0,275*3,697=1,017 кг,
=mуд ш*π*D2/4= 35 *3,14*11,92/4=3697,04 г =3,697 кг -масса шатуна,
jn– ускорение поршня.
Поправка Брикса:
Результаты расчета сводятся в табл. 9.
Таблица 9
Расчет сил, давления действующих в КШМ двигателя
в). Определяем и строим суммарную силу (рис.2), действующую на поршень.
где численные значения суммарного давленияберутся из диаграммы, представленной Приложении 3.
Рис. 2. Диаграмма суммарной силы
г). Определяем силы FN; Fs; Fки Ftс интервалом 30о, оформляем их значения в табличной форме и строим развернутые диаграммы сил, действующих в КШМ двигателя (рис.3.)
Боковая сила, прижимающая поршень к цилиндру:
FN= Få×tgb.
Сила, действующая вдоль шатуна:
Fs=Få/cosb.
Сила, направленная по радиусу кривошипа:
.
Тангенциальная сила, создающая вращающий момент на коленчатом валу:
.
Результаты расчета сводятся в табл. 10.
Таблица 10 Расчет сил, действующих в КШМ двигателя
∑FкН
FN, кН
Fs, кН
Fk, кН
Ft, кН
0
-14,946865
0
-14,94686502
-14,94686502
0
30
-11,3286973
-1,370772376
-11,24994769
-9,130930044
-6,853861881
60
-2,74808038
-0,579844961
-2,688924055
-0,871141482
-2,671134133
90
5,887014359
1,442318518
5,715547921
-1,442318518
5,887014359
120
10,95841921
2,312226453
10,72252369
-7,484600319
8,328398598
150
12,41165636
1,50181042
12,32537871
-11,49319379
4,902604263
180
12,46613416
0
12,46613416
-12,46613416
0
210
12,42277275
-1,503155502
12,33641782
-11,50348756
-4,906995235
240
11,32525991
-2,389629842
11,08146762
-7,73515252
-8,607197533
270
7,543355724
-1,848122152
7,323646334
-1,848122152
-7,543355724
300
3,065788971
-0,646881473
2,999793514
0,971855104
-2,97994688
330
13,87214747
-1,678529844
13,77571745
11,18095086
-8,392649219
360
77,38582879
0
77,38582879
77,38582879
0
390
47,62149233
5,762200572
47,29045912
38,38292282
28,81100286
420
14,39338529
3,037004295
14,08354725
4,562703136
13,9903705
450
13,45727254
3,297031773
13,06531315
-3,297031773
13,45727254
480
15,47167152
3,26452269
15,13862184
-10,56715165
11,75847035
510
15,7910374
1,910715526
15,68126852
-14,62250063
6,237459773
540
12,46613416
0
12,46613416
-12,46613416
0
570
12,41165636
-1,50181042
12,32537871
-11,49319379
-4,902604263
600
10,95841921
-2,312226453
10,72252369
-7,484600319
-8,328398598
630
5,887014359
-1,442318518
5,715547921
-1,442318518
-5,887014359
660
-2,74808038
0,579844961
-2,688924055
-0,871141482
2,671134133
690
-11,3286973
1,370772376
-11,24994769
-9,130930044
6,853861881
720
-14,946865
0
-14,94686502
-14,94686502
0
Рис.3. Диаграммы сил, действующих в КШМ двигателя
д). Строим диаграмму вращающего момента, снимаемого с коленчатого вала (рис.4.)
Тe = Ft×r,
где r – радиус кривошипа, r = S/2.
продолжение
--PAGE_BREAK--
Рис.4. Диаграмма вращающего момента одного цилиндра двигателя
Рис 5 Диаграмма восьми цилиндрового двигателя
Для построения диаграммы суммарного вращающего момента многоцилиндрового двигателя производим алгебраическое сложение величин Те одноцилиндрового двигателя с угловым сдвигом 720/i= 720/8 = 90 (i— число цилиндров).
Таким образом, диаграмму величин Те (рис.4.) необходимо разделить на 8 частей и алгебраически сложить их ординаты независимо от порядка работы цилиндров.
Рис. 6 Диаграммы суммарного вращающего момента
е). Строим диаграмму износа шатунной шейки
Результирующая сила Rшш, приложенная к шатунной шейке, определяется графическим сложением силы Fs, действующей по оси шатуна, с центробежной силой вращающихся масс кривошипа Fсш:
mшк=0,725mш=0,725*3,697=2,6803 кг ,
Fсш= – mшк×rw2 = – 2,6803*0,0595*2412 = –9262,6 Н = – 8,262 кН .
Графическое построение силы Rшшв зависимости от угла поворота кривошипа производится в виде полярной диаграммы с полюсом в точке Ош. Сначала строят полярную диаграмму силы FSоткладывая в прямоугольных координатах с полюсом О ее составляющие Fτ, Fкдля различных углов jповорота коленчатого вала. Полученные точки конца вектора Fτ, последовательно в порядке углов соединяют плавной кривой, которая является полярной диаграммой силы Fτс полюсом в точке О. Чтобы получить полярную диаграмму нагрузки на шатунную шейку, достаточно переместить на полученной полярной диаграмме силы Fτполюс О по вертикали на величину вектора Fсшв точку Ош. Проекция на вертикаль любого вектора полярной диаграммы дает значение нормальной силы, действующей на шатунную шейку и направленную по радиусу кривошипа. Полярная диаграмма, перестроенная в прямоугольные координаты Rшши j, позволяет определить среднее значение Rшш.cp. Пользуясь полярной диаграммой, можно построить так называемую диаграмму износа шейки. Для построения диаграммы под углом 60° к направлению каждой силы Rшшв обе стороны проводят кольцевые полоски, высота которых пропорциональна соответствующей силе Rшш. Суммарная площадь этих полосок в итоге представляет собой диаграмму износа. Из диаграммы износа шейки видна зона наименьших давлений на нее. Следовательно, в этом месте должно находиться отверстие для подвода масла к подшипнику.
7. КОМПОНОВКА ДВИГАТЕЛЯ
7.1Компоновка кривошипно-шатунного механизма (КШМ) двигателя
При компоновке V-образного двигателя проводятся под углом g/2 оси левого и правого цилиндров по отношению к вертикальной оси. В одном из цилиндров намечается положение осей шатунной шейки и поршневого пальца при нахождении поршня этого цилиндра в ВМТ, а положение оси поршневого пальца другого цилиндра определяется засечкой на ось этого цилиндра из точки В дугой радиуса, равный длине его шатуна lш. Угол развала gблока цилиндров определяется из соотношения: g=kj/2, где k-целое число (1,2); j-угол между кривошипами (j=720/i); i— число цилиндров в одном ряду блока.
7.1.1 Компоновка и расчет деталей поршневой группы
Компоновку начинаем с отработки головки поршня (Приложение 5). Учитывая конструкцию двигателя-прототипа и установившиеся тенденции в мировом двигателестроении выбираем количествопоршневых колец (по прототипу 3), их размеры (hk, hm, t) и расположение, определяем размеры жарового пояса (с) и перемычек между поршневыми кольцами (hм.к.). Исходя, из этих данных намечаем высоту головки поршня (Нг). Задавшись затем толщиной днища (d) и формой его внутренней части, очерчиваем контур камеры сгорания. Выбрав основные размеры поршня наносим его контур на компоновочную схему и намечаем положение оси поршневого пальца, отложив по оси цилиндра от основания юбки расстояние Н1. Вокруг полученного центра вычерчиваем контур бобышки и, проведя силовые ребра к внутренней поверхности днища, окончательно вычерчиваем внутренний контур головки и юбки поршня. Изобразив на схеме поршневые кольца, каналы для отвода масла от маслосъемных колец оформляем внешний контур деталей поршневой группы.
После компоновки поршневой группы выполняем проверочные расчеты на прочность.
Расчет поршня. При работе двигателя в поршне возникают сложные напряжения от сил давления газов, инерционных и термических нагрузок. Вместе с тем определяющим параметром при расчете на прочность являем толщина днища (d) поршня. Приближенная проверка прочности днища поршня, как круглой пластинки, защемленной по краям и нагруженной равномерно распределенной нагрузкой, может быть определена по формуле:
£[],
Где рz–максимальное давление газов в цилиндре, МПа.
Рис 7.1 Компоновка поршневой группы
Допускаемое напряжение изгиба для поршней из алюминиевых сплавов АЛ10; АК 4 — []=40…60 МПа без оребрения днища поршня, с оребрением – []=50…150 МПа. Следовательно, на днище поршня применяем оребрение.
Юбку поршня проверяем по удельному давлению от максимальной боковой силы по формуле:
Где =0,5…1,0 МПа,
Ню — высота юбки поршня, Ню=Нп – Нг.= 139,2-52,896 = 86,304 мм
Относительные размеры деталей поршневой группы в таблице 11.
Таблица 11 Относительные размеры деталей поршневой группы
Расчет поршневого пальца. Проверяемся удельные давления во втулке верхней головки шатуна и в бобышках поршня.
Удельное давление во втулке верхней головки шатуна:
,
Где FS— суммарная сила, действующая на поршень,
lг.ш– длина верхней головки шатуна, для бензиновых двигателей и дизелей
lг.ш=0,3D=0,3*119=34,8 мм.
Удельное давление в бобышках поршня:
Где lб– длина бобышки поршня, для бензиновых двигателей и дизелей:
lб=0,98D/2 — lг.ш – 2=0,98*119/2-40,6-2=20,04 мм.
В современных двигателях допускаемые удельные давления равны (материал-сталь 20,15Х,15ХН): для дизельных двигателей – =32…40 Мпа; =30…35 Мпа.
Расчет поршневых колец. Размеры кольца определяем на основе нормативов, установленных ГОСТ на поршневые кольца.
Последовательность расчета следующая.
а). Задаемся величиной D/t=20…25 =25, определяющей упругость кольца.
б). Определяем зазор в замке кольца Sпри его установке в цилиндр из соотношения S/t=2,5…4,0 = 4 → S=4*4,64=18,56 мм.
в). Определяем среднее давление кольца на стенку цилиндра (для грушевидной эпюры давления), МПа:
Где Е – модуль упругости материала кольца (для чугуна Е=1,2*105 МПа).
Давление ( МПа ) кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности при каплевидной формы эпюры давления.
г). Строим эпюру радиальных давлений кольца на стенку цилиндра по данным таблицы 12.
Таблица 12 Относительные радиальные давления для грушевидной эпюры
Рис 7.2. Эпюра радиальных давлений кольца на стенку цилиндров
7.1.2 Компоновка и расчет деталей шатунной группы
Конструктивные размеры деталей этой группы приведены в табл. 13.
Таблица 13 Основные размеры деталей шатунной группы
Наименование размера
Обозначение
Предел значений размеров
Значения, мм
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна
l
0,26 (по прототипу)
Внутренний диаметр верхней головки шатуна
dв
46,4
Толщина втулки верхней головки шатуна
dвт
2,9
Наружный диаметр верхней головки шатуна
dг
58
Длина верхней головки шатуна
lвгш
40,6
Высота стержня шатуна у верхней головки
Нв
34,8
Высота стержня шатуна в средней части
Нср
34,8
Толщина стержня шатуна
t
4,872
Толщина шатунного вкладыша
dшв
3,48
Толщина перемычки между отверстием под болт и вкладышем
Dшв
1
Толщина перемычки между отверстием под болт и наружной стенкой нижней головки шатуна
Dшн
2
Диаметр шатунных болтов
dшб
13,92
Толщина стенки нижней крышки шатуна
aкш
16,24
Ширина нижней головки шатуна
агш
110,2
Растояние между шатунными болтами
lшб
95,12
Положение шатуна на компоновочной схеме определяется точками А и Б в ходе разметки кривошипно-шатунного механизмаю. Учитывая, что одним из требований к конструкции шатуна является возможность его демонтажа через цилиндр, рекомендуется следующая последовательность отработки его конструктивных элементов.
продолжение
--PAGE_BREAK--