Определим скорость поршня:

Сn=S*n/30000=(80*3200)/30000=8.53 м/с

Среднее давление механических потерь в двигателе определяется по следующему выражению:

Для двигателей с искровым зажиганием:

При S/D>1 P_м=0,05+0,0155C_n МПа,

При S/D<1 P_м=0,04+0,0135C_n МПа

где C_n - скорость поршня при номинальной мощности.

В моём случае S/D<1, следовательно, Рм=0,04+0,0135*8,53=0,155 МПа

Среднее эффективное давление:

Р_е= Р_{i -} Р_м ; Р_е= 0,851- 0.155=0,696 МПа.

Механический КПД двигателя:

з_м= Р_е/ Р_i; з_м= 0,696 / 0,851=0,818;

Исходя из заданной величины эффективной мощности N_e, номинальной частоты вращения n, числа цилиндров i, тактности ф и среднего эффективного давления Р_e, определяется рабочий объём цилиндра двигателя по формуле:

V_h=(30*N_e*ф)/(Р_е*n*i); V_h=(30*88,3*4)/(0,696*3200*8)=0,595 л.

Диаметр цилиндра определяется из выражения:

D=100,

где = S/D=0.869 - отношение хода поршня к диаметру цилиндра.

Современные автомобильные двигатели проектируются с невысоким значением =0,7…1,0.

D=100=95,5 мм. Принимаем D=95 мм.

Ход поршня определяется из выражения:

S = D*k = 95*0.869= 82.5

Принимаем S = 82 мм

По принятым значениям D и S определяем основные параметры и показатели двигателя:

-рабочий объём цилиндра:

V_h=рD²S/4;

V_h=3,14*95*82/4*10=0.581 л.

-эффективная мощность:

N_e=(Ре*V_h*n*i)/(30*ф), кВт;

N_e=(0,696*0,581*3200*8)/(30*4)=86,3 кВт.

-эффективный крутящий момент:

М_k=9550 N_e/n, Нм;

М_k=9550*89,3/3200=257,6 Нм.

-средняя скорость поршня:

C_n=(S*n)/30000, м/с, C_n=8,75 м/с.

Оценка работы двигателя, с точки зрения использования рабочего объёма, а также тепловой и динамической напряжённости, производится по удельной литровой и поршневой мощностям:

N_л= N_e/V_{h *}i=Р_е*n/(30*ф)=(0,696*3200)/(30*4)=18,6 кВт/л;

N_n= N_e/F_n*i=Р_{е *}S n/(30*ф)=(0,696*0,82*3200)/(30*4)=15,22 кВт/дм²;

Найдём плотность заряда на впуске:

В = 287 Дж/кг*К - удельная газовая постоянная

з_e - эффективный КПД двигателя: з_e=з_iЧз_м=0,29*0,819=0,24;

Индикаторный КПД двигателя вычисляется по выражению:

з_i=(Р_i*l₀*б)/(Q_H*с₀*з_н)

где l₀=14,5; б - коэффициент избытка воздуха(0,95); Q_H - низшая теплотворная способность топлива (43500 кДж/кг); с₀ - плотность заряда на впуске, кг/м³; з_н - коэффициент наполнения (0,8).

з_i=(0,851*4,5*0,95)/(43500*1,2Ч0,8)=0,29;

Эффективный удельный расход топлива:

g_e=3,6*10⁶ /(Q_H * з_e)=3,6*10⁶/(43500Ч0,24)=345 г/(кВтЧч).

Часовой расход топлива:

G_T= g_e* N_e/1000, G_T=345*86,3=29,7 кг/ч.

Таблица 1

Результаты теплового расчёта двигателя и его основные размеры записываются в таблице 1.

Принятые оптимальными результаты машинного расчета используются в дальнейшем при построении индикаторной диаграммы в динамическом расчёте.

2.9 Исследование взаимосвязи параметров рабочего цикла

Взаимосвязь оборотов n и давления в конце сжатия представлена в таблице 5 и на графике.

Таблица 5

3. Динамический расчёт двигателя внутреннего сгорания

Основной целью динамического расчёта является определение сил и моментов, действующих на кривошипно-шатунном механизме и установление закономерностей их изменения за рабочий цикл двигателя.

На поршень действуют силы давления газов P_r и силы инерции P_j масс деталей кривошипно-шатунного механизма, совершающих возвратно-поступательное движение.

3.1 Определение силы давления газов

Сила давления газов определяется по формуле:

Р_г=(р_х-0,1)рD²*10⁶/4, Н,

где Р_x - текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме, МПа; D - диаметр цилиндра, м.

Для последующих расчётов необходимо построить график изменения силы давления газов в функции угла поворота коленчатого вала.

Для этого необходимо индикаторную диаграмму, построенную в координатах РV, перестроить в координатах Рб. В этой диаграмме изменение давления газов в цилиндре в течение рабочего цикла является функцией угла поворота кривошипа Р_r=f(б). Такую диаграмму называют развёрнутой диаграммой. На этой диаграмме показано избыточное давление на поршень:

Р=Р_г-Р₀,

где р₀ - давление окружающей среды, МПа.

Индикаторную диаграмму в координатах РV перестраивают в развёрнутую индикаторную диаграмму по методу Брикса. Порядок построения развёрнутой диаграммы по этому методу следующий. Ниже индикаторной диаграммы строится полуокружность радиусом, равным половине хода поршня. Вправо по горизонтали от центра откладывается отрезок, поправка Брикса, равный лR/2, где R - радиус кривошипа; л - соотношение радиуса кривошипа к длине шатуна, л=0,295.

Из этого нового центра О₁ проводятся лучи через каждые 30? до пересечения с полуокружностью. Точки пересечения этих лучей с полуокружностью проектируются на кривые политроп сжатия и расширения индикаторной диаграммы. Полученные точки пересечения сносят по горизонтали вправо на вертикальные линии соответствующих углов б развёрнутой диаграммы. Построение диаграммы начинают с такта впуска. Проведя через найденный точки кривую, получим развёрнутую индикаторную диаграмму за рабочий цикл.

При развёртке индикаторной диаграммы следует учесть, что давление на свёрнутой индикаторной диаграмме отсчитывается от абсолютного нуля, а на развёрнутой диаграмме показывается избыточное давление над поршнем:

?Р_г=Р_г-Р₀, МПа.

Следовательно, давление в цилиндре двигателя (менее атмосферных) на развёрнутой диаграмме будут отрицательными.

Сила давления газов считается положительной, если она направлена к оси вала, отрицательной - от оси вала.

Для определения газовых сил Р_г по развёрнутой диаграмме давлений ?Р_г необходимо пересчитать масштаб. Если кривая ?Р_г построена в масштабе м_р, МПаЧмм, то масштаб этой же кривой для Р_г будет:

м_р= м_р*F_n*10⁶=0,025*0,00453416*10⁶ =113 Н/мм

где F_n - площадь поршня, м².

3.2 Определение сил инерции

Действующая на поршень сила инерции масс, совершающих возвратно-поступательное движение, равна:

P_j= P_j1 + P_j2,

где P_j1=-m_jRщ²cosб - сила инерции первого порядка;

P_j2=-m_jRщ²лcos2б - сила инерции второго порядка.

Следовательно,

P_j=-m_jRщ²(cosб+л cos2б), Н,

где m_j=m_п+0,275 m_ш;

m_п - масса поршневого комплекта, кг;

m_ш - масса шатуна, кг;

Значения масс деталей кривошипно-шатунного механизма принимают при расчете, ориентируясь на данные по соответствующему прототипу двигателя.

Угловая скорость вращения коленчатого вала равна:

, с^-1.

Силы инерции первого и второго порядка, а также их результирующую можно определить аналитически.

3.3 Определение сил, действующих на шатунную шейку

3.6 Расчет подшипника кривошипной головки шатуна

Конструктивные размеры шатунной шейки коленчатого вала и подшипника кривошипной головки шатуна определяются с учетом основных размеров двигателя (диаметра и хода поршня) и характера изменения результирующей силы Rш=f(a), приведённой к оси шатунной шейки, по следующим соотношениям:

Диаметр шатунной шейки:

dшш=(0,56…0,75)*D=0,56*96=53.78 мм;

Толщина стенки вкладыша:

tв=(0,03…0,05)dшш=0,05*53.78=2.689 мм;

Расстояние между шатунными болтами

lb=(1,3…1,75)dшш=1,5*53.78=80.67 мм

Длина кривошипной головки

lк=(0,45…0,95)dшш=0,45*53.78=24.20 мм;

Радиус галтели шатунной шейки

rГ=(0,06…0,07) dшш=0,07*53.78=3.76 мм

Рабочая ширина шатунного вкладыша

lш=lk-2rГ=24.20-2*3.76=16.68 мм

Удельное давление на поверхность шатунных шеек:

МПа

Минимально допустимый смазочный слой в подшипнике на основе гидродинамической теории смазки на режиме максимальной мощности:

hмм

где нс/м2 - динамическая вязкость масла;

=0,005 мм - диаметральный зазор между валом и подшипником;

=0,00009 - относительный зазор;

С=1+d/l=4.2 - коэффициент, учитывающий геометрию вала и подшипника;

Критическая толщина масляного слоя:

где h= мм - величина микронеровностей поверхности вала

h= мм - величина микронеровностей поверхности подшипника;

h= мм - искажение геометрических форм сопряжения;

Коэффициент запаса надежности подшипника характеризуется отношением:

K=, K=

Условие выполняется.

Список использованной литературы

1. Теория и расчёт энергетических средств: методические указания для выполнения курсовой работы / Сост. Г.А. Ленивцев, А.П. Быченин, Р.Р. Мингалимов, О.Н. Черников. - Кинель: РИЦ СГСХА, 2010. - 135 с.

Размещено на Allbest.ru