Расчет ДВС

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

двигатель тепловой дизель сгорание

Современные наземные виды транспорта обязаны своим развитием главным образом применению в качестве силовых установок поршневых двигателей внутреннего сгорания. Именно поршневые ДВС до настоящего времени являются основным видом силовых установок, преимущественно используемых на автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных, дорожно-транспортных и строительных машинах.

Данная работа состоит из пяти частей:

1. Характеристика двигателя.

2. Тепловой расчет и тепловой баланс двигателя.

3. Расчет кинематики и динамики двигателя.

4. Расчет основных деталей и систем двигателя.

5. Требования по обеспечению эксплуатационной безопасности и экологичности ДВС.

Расчет тепловой и динамический чаще всего выполняются для режима номинальной мощности.

1. Характеристика двигателя

Таблица 1.1. Технические данные дизеля А-01М

Наименование	Значения
Тактность	Четырехтактный
Способ смесеобразования	Непосредственный впрыск
Число цилиндров	6
Порядок работы цилиндров	1-5-3-6-2-4
Диаметр цилиндра, мм	130
Степень сжатия	16+0.5
Направление вращения коленчатого вала (со стороны вентилятора)	Правое (по часовой стрелке)
Номинальная мощность, кВт (л.с.)	99 (135)
Эксплуатационная мощность, кВт (л.с.)	95.5 (130)
Номинальная частота вращения коленчатого вала, об/мин	1700
Максимальная частота вращения коленчатого вала на холостом ходу, не более, об/мин	1850
Минимальная устойчивая частота вращения коленчатого вала на холостом ходу, не более, об/мин	700
Максимальный крутящий момент при 1100-1300 об/мин, не менее, Н.м (кгс. м)	683 (69.6)
Частота вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте, об/мин	1100-1300
Установленный угол опережения впрыскивания топлива, град, до ВМТ	30-2
Удельный расход топлива при номинальной мощности, не более, г/кВт.ч (г/л.с.ч)	221.45 (162.74)
Удельный расход топлива при эксплуатационной мощности, не более, г/кВт.ч (г/л.с.ч)	235 (173)
Номинальный коэффициент запаса крутящего момента, %, не менее	20
Масса конструктивная дизеля состояния поставки, кг	1200+40
Длина, мм	1777
Ширина, мм	825
Высота (без выпускной трубы и моноциклона), мм	1423

2. Тепловой расчет и тепловой баланс двигателя

2.1 Тепловой расчет

Топливо.

Средний элементный состав дизельного топлива:

С=0.870; Н=0.126; О=0.004;

С, Н, О - массовые доли углерода, водорода и кислорода в 1 кг топлива.

Низшая теплота сгорания топлива:

Н_u=33.91*С+125.60*Н-10.89*(О-S) - 2.51*(9*Н+W);

Н_u=33.91*0.87+125.60*0.126-10.89*0.004-2.51*9*0.126=42.44 МДж/кг.

Параметры рабочего тела.

Коэффициент избытка воздуха:

?==;

Для дизеля с неразделенными камерами и объемным смесеобразованием при номинальной мощности принимаем ?=1.50-1.70.

Количество свежего заряда:

При ?=1.5 М₁= ?? L_o=1.5*0.5=0.75 кмоль св. зар/кг топл.;

М₁-количество свежего заряда (количество горючей смеси).

Количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

Мco₂=C/12=0.87/12=0.0725 кмоль CO₂/кг топл.;

Мн₂о=Н/2=0.126/2=0.063 кмоль H₂O/кг топл.;

При ?=1.5

Мо₂=0.208*(?-1)*L_o;

Мо₂=0.208*(1.5-1)*0.5=0.052 кмоль O₂/кг топл.;

МN₂=0.792*?*L_o;

МN₂=0.792*1.5*0.5=0.594 кмоль N₂/кг топл.;

Общее количество продуктов сгорания:

М₂=Мco₂+ Мн₂о+ Мо₂+ МN₂;

М₂=0.0725+0.063+0.052+0.594=0.7815 кмоль пр. сг/кг топл.;

Параметры окружающей среды и остаточные газы.

Атмосферные условия:

р₀=0.1 МПа; Т₀=293К.

Давление окружающей среды для дизелей с неразделенными камерами и объемным смесеобразованием:

р_к=0.25 МПа;

Температура окружающей среды для дизелей:

Т_к=Т₀=293 К;

Температура и давление остаточных газов.

Достаточно высокое значение ?=16 дизеля снижает температуру и давление остаточных газов, а повышенная частота вращения коленчатого вала несколько увеличивает значения Т_r и р_r.

Т_r=700 К;

р_r=0.25*1.05=0.2625 МПа.

Процесс впуска.

?Т=20⁰С - величина подогрева.

Плотность заряда на впуске:

?_к=р_к*10⁶/(R_в*Т_к);

?_к=0.25*10⁶/(287*293)=2.973 кг/м³;

R_в=287 Дж/(кг?град) - удельная газовая постоянная воздуха.

Потери давления на впуске в двигателе:

?р_а=(?²+?_вп)*?²_вп*?_к*10^-6/2=2.7*70²*2.973*10^-6/2=0.019 МПа,

где (?²+?_вп)=27 и ?_вп=70 м/с приняты в соответствии со скоростным режимом двигателя и с учетом небольших гидравлических сопротивлений во впускной системе дизеля.

Давление в конце впуска:

р_а =р_к-?р_а;

р_а=0.25-0.019=0.231 МПа;

Коэффициент остаточных газов:

?_r=*;

?_r=*=0.034;

Температура в конце впуска:

Т_а=(Т_к+?Т+?_r*Т_r)/(1+?_r);

Т_а=(293+20+0.034*700)/(1+0.034)=326 К.

Коэффициент наполнения:

?_v= Т_к*(?*р_а-р_r)/[(Т_к+?Т)*(?-1)*р_к];

?_v=293*(16*0.231-0.2625)/[(293+20)*(16-1)*0.25]=0.879;

Процесс сжатия.

При работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия приблизительно равным показателю адиабаты:

?=16, Т_а=326 К, n₁?k₁=1.368.

Давление и температура в конце сжатия:

р_с= р_а*?ⁿ¹ и Т_с= Т_а*?^n1-1;

р_с=0.231*16^1.368=10.253 МПа;

Т_с=326*16^1.368-1=904 К.

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

а) воздуха (mc_v)_to^tc=20.6+2.638*10^-3*t_c;

t_c=Т_с-273=904-273=631⁰С;

(mc_v)_to^tc=20.6+2.638*10^-3*631=22.265 кДж/(кмоль?град);

б) остаточных газов:

При ?=1.5 и t_c=631⁰С;

(mc_vⁿ)_to^tc=23.942 кДж/(кмоль?град);

в) рабочей смеси:

(mc_v¹)_to^tc=[1/(1+?_r)]*[(mc_v)_to^tc+(mc_vⁿ)_to^tc];

(mc_v¹)_to^tc=[1/(1+0.034)]*[22.265+0.034*23.942]=22.317 кДж/(кмоль?град);

Процесс сгорания.

Коэффициент молекулярного изменения свежей смеси в дизелях:

?₀=М₂/М₁=0.7815/0.75=1.042;

коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси в дизелях:

?=(?₀+?_r)/(1+?_r)=(1.042+0.034)/(1+0034)=1.041;

Теплота сгорания рабочей смеси в дизелях:

Н_раб.см.=Н_u/[М₁*(1+?_r)];

Н_раб.см.=42440/[0.75*(1+0.034)] 54726 кДж/кмоль раб. см.;

Средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания в дизелях:

(mc_vⁿ)_to^tz=(1/М₂)*[Мco₂*(mc_vⁿco₂)_to^tz+Мн₂о?(mc_vⁿн₂о)_to^tz+Мo₂?(mc_vⁿo₂)_to^tz+ +МN₂*(mc_vⁿN₂)_to^tz]=(mc_vⁿ)_to^tz+8.315;

(mc_vⁿ)_to^tz=(1/0.7815)*[0.0725*(39.123+0.003349t_z)+0.063*(26.67+0.004438t_z)+ +0.052*(23.723+0.001550t_z)+0.594*(21.951+0.001457t_z)]=24.043+0.00187t_z;

(mc_pⁿ)_to^tz=24.043+0.00187t_z+8.135=32.358+0.00187t_z;

Коэффициент использования теплоты для дизелей с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием можно принять ?_z=0.70.

Степень повышения давления в дизеле в основном зависит от величины цикловой подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше 11-12 МПа. В связи с этим целесообразно принять для дизеля ?=2.0.

Температура в конце видимого процесса сгорания:

?_z*Н_раб.см.+[(mc_v¹)_to^tc+8/315*?]*t_c+2270*(?-?)=?*(mc_pⁿ)_to^tz*t_z;

0.7*54726+[22.317+8.315*2]*631+2270*(2-1.041)=1.041*(32.358+0.00187t_z)*t_z;

t_z=1910 К;

Т_z=t_z+273=1910+273=2183 К.

Максимальное давление сгорания для дизелей:

р_z=?*р_с;

р_z=2*10.253=20.506 МПа;

Степень предварительного расширения для дизелей:

?=?*Т_z/(?*Т_с);

?=1.041*2183/(2*904)=1.26;

Процесс расширения.

Степень последующего расширения для дизелей:

?=?/?;

?=16/1.26=12.69;

Средние показатели адиабаты и политропы расширения для дизелей:

При ?=12.69; Т_z= 2183 К и ?=1.5;

K₂=1.2695, а n₂ принимаем равным 1.260;

Давление и температура в конце расширения для дизелей:

р_b= р_z/?ⁿ²;

р_b= 20.506/12.69²=0.835 МПа;

Т_b=Т_z/?^n2-1=2183/12.69^1.26-1=1128 К;

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов для дизелей:

Т_r=Т_b/;

Т_r=1128/ =1871 К.

Индикаторные параметры рабочего цикла.

Среднее индикаторное давление для дизелей:

р_i=? и р_i¹=0.92*2.6=2.39 МПа,

где коэффициент полноты диаграммы принят ?_u=0.92.

Индикаторный КПД для дизелей:

?_i=р_i*l_o*?/(Н_u*?_к*?_v);

?_i=2.39*14.452*1.5/(42.44*2.973*0.879)=0.484;

Индикаторный удельный расход топлива для дизелей:

g_i=3600/(Н_u*?_i);

g_i=3600/(42/44*0/484)=175 г./(кВт*ч)

Эффективные показатели двигателя:

Среднее давление механических потерь:

р_м=0.089+0.0118*?_п.ср.;

?_п.ср.=10 м/с - средняя скорость поршня.

р_м=0.089+0.0118*10=0.207 МПа.

Среднее эффективное давление и механический КПД для дизелей:

р_е=р_i-р_м;

р_е=2.39-0.207=2.183 МПа;

?_м=р_е/р_i;

?_м=2.183/2.39=0.913;

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива для дизелей:

?_е=?_i*?_м;

?_е=0.484*0.913=0.442;

g_е=3600/(Н_u*?_е);

g_е=3600/(42.44*0.442)=191 г./(кВт*ч);

Основные параметры цилиндра и двигателя.

Литраж двигателя:

V_л=30*?*N_е/(р_е*n); ?=4 - тактность двигателя;

V_л=30*4*99/(2.183*1700)=3.24 л.

N_е=99кВт-мощность двигателя, n=1700 об/мин.

Рабочий объем цилиндра:

V_h=V_л/i=3.24/6=0.54 л,

i=6-количество цилиндров.

Диаметр и ход поршня дизеля, как правило, выполняются с отношением хода поршня к диаметру цилиндра S/D?1. Однако уменьшение S/D для дизеля снижает скорость поршня и повышает ?_м. В связи с этим целесообразно принять S/D=1.

D=100*;

D=100*=88.28 мм.

Окончательно принимаем S=D=90 мм.

По окончательно принятым значениям S и D определяются основные параметры и показатели двигателя.

V_л=?*D²*S*i/(4*10⁶);

V_л=3.14*90²*90*6/(4*10⁶)=3.43 л.

F_п=?*D²/4;

F_п=3.14*90²/4=63.585 см²;

?_п.ср=S*n/(3*10⁴);

?_п.ср=90*1700/(3*10⁴)=5.1 м/с;

N_e=p_e*V_л*n/(30*?);

N_e=2.183*3.43*1700/(30*4)=106.4 кВт;

М_е=3*10⁴*N_e/(?*n);

М_е=3*10⁴*106.4/(3.14*1700)=597 Н*м;

G_т=N_e*g_е;

G_т=106.4*0.191=20.32 кг/ч;

N_л=N_e/V_л;

N_л=106.4/3.43=31.02 кВт/дм³.

Построение индикаторной диаграммы дизеля А-01М:

Масштаб хода поршня - М_s=1.5 мм в мм;

Масштаб давлений - М_р=0.08 МПа в мм.

Приведенные величины рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания соответственно:

АВ=S/М_s=90/1.5=60 мм.

ОА=АВ/(?-1)=60/(16-1)=4 мм.

Максимальная высота диаграммы (точки z¹ и z) и положение точки z по оси абсцисс:

р_z/М_р=20.506/0.08=256.3 мм;

z¹z=ОА*(?-1)=4*(1.26-1)=1 мм.

Ординаты характерных точек:

р_о/М_р=0.1/0.08=1.25 мм;

р_к/М_р=0.25/0.08=3.1 мм;

р_r/М_р=0.2625/0.08=3.281 мм;

р_а/М_р=0.231/0.08=2.887 мм;

р_с/М_р=10.253/0.08=128.16 мм;

р_b/М_р=0.835/0.08=10.44 мм.

Построение политроп сжатия и расширения проводится аналитическим методом:

а) для луча ОС принимаем угол ?=15⁰;

б) tg ?₁=(1+tg?)ⁿ¹-1=(1+tg15⁰)^1.368-1=0.3836; ?₁=20⁰98¹;

в) используя лучи ОД и ОС, строим политропу сжатия, начиная с точки с;

г) tg ?₂=(1+tg?)ⁿ²-1=(1+tg15⁰)^1.26 -1=0.3486; ?₂=19⁰21¹;

д) используя лучи ОЕ и ОС, строим политропу расширения, начиная с точки z.

Теоретическое среднее индикаторное давление:

р_i¹=F¹*М_р/АВ=1254*0.08/60=1.63 Мпа.

F¹ - площадь диаграммы асz¹zba.

Скругление индикаторной диаграммы.

Учитывая достаточную быстроходность рассчитываемого дизеля, ориентировочно устанавливаются фазы газораспределения:

впуск - начало (точка r¹) за 20⁰ до в.м.т.

и окончание (точка а¹¹)-50⁰ после н.м.т.;

впуск - начало (точка b¹) за 50⁰ до н.м.т.

и окончание (точка а¹)-20⁰ после в.м.т.

С учетом быстроходности дизеля принимается угол опережения впрыска 30⁰ (точка с¹) и продолжительность периода задержки воспламенения ??₁=18⁰ (точка f).

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения впрыска определяется положение точек b¹, r¹, a¹, a¹¹, c¹ и f по формуле для перемещения поршня:

АХ=(АВ/2)*[(1-cos?)+(?/4)*(1-cos2?)];

где ? - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, равна 0.24.

Результаты расчета ординат точек b¹, r¹, a¹, a¹¹, c¹ и f занесены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1.

Обозначение точек	Положение точек	?	(1cos?)+(?/4)* *(1-cos2?)	Расстояние АХ точек от в.м.т., мм
b1	500 до н.м.т.	100	1.289	38.67
r1	200 до в.м.т.	20	0.075	2.25
a1	200 после в.м.т.	20	0.075	2.25
a11	500 после н.м.т.	100	1.289	38.67
c1	300 до в.м.т.	30	0.164	4.92
f	(300-180) до в.м.т.	12	0.027	0.81

Положение точки с¹¹ определяют из выражения:

р_с¹¹=(1.15?1.25)*р_с=1.15*10.253=15.379 МПа;

р_с¹¹/М_р=15.379/0.08=192.24 мм.

Точка z_д лежит на линии ориентировочно вблизи точки z.

Нарастание давления от точки с¹¹ до z_д составляет 20.506-15.379=5.127 МПа или 5.127/10=0.513 МПа/град п.к.в., где 10-положение точки z_д по оси абсцисс, град.

Соединяя плавными кривыми точки rca¹, c¹cf и c¹¹ и далее с z_д и кривой расширения b¹cb¹¹ (точка b¹¹ располагается между точками b и а) и далее cr¹ и r, получаем скругленную индикаторную диаграмму ra¹ac¹fc¹¹z_дb¹b¹¹r.



Рисунок 2.1 - Индикаторная диаграмма дизеля А-01М

2.2 Тепловой баланс

Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом для дизелей:

Q_o=H_u*G_т/3.6 $

Q_o=42440*20.32/3.6=237664 Дж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1с, для дизелей:

Q_е=1000*N_е=1000*106.4=106400 Дж/с.

Теплота, передаваемая охлаждающей среде, для дизелей:

Q_в=С*i*D^1+2m *n^m *(1/?);

с=0.45-коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей.

m=0.5-показатель степени для четырехтактных двигателей.

Q_в=0.45*6*9^1+2*0.5 *1700^0.5 *(1/1.5)=6041 Дж/с.

Теплота, унесенная с отработавшими газами:

Q_r=(G_т/3.6)*[M₂*(mc_p¹¹)_t0^tr *t_r-M₁*(mc_p)_to^tk *t_k];

где (mc_p¹¹)_t0^tr =(mc_v¹)_to^tr+8.315;

(mc_p¹¹)_t0^tr =23.129, при ?=1.5 и t_r=700-273=427⁰С.

(mc_p¹¹)_t0^tr =23.129+8.315=31.444 кДж/(кмоль*град);

(mc_p)_to^tk =(mc_v)_to^tк+8.315;

(mc_p)_to^tk =20.775, при t_k=Т_к-273=293-273=20⁰С.

(mc_p)_to^tk =20.775+8.315=29.09 кДж/(кмоль*град);

Q_r=(20.32/3.6)*[0.7815*23.129*427-0.75*20.775*20]=41477 Дж/с.

Неучтенные потери теплоты:

Q_ост=Q_o - (Q_e+Q_в+Q_r);

Q_ост=237664 - (106400+6041+41477)=83746 Дж/с.

Составляющие теплового баланса представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2.

Составляющие теплового баланса	Дизель А-01М
	Q, Дж/с	q, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе	106400	45
Теплота, передаваемая охлаждающей среде	6041	2.5
Теплота, унесенная с отработавшими газами	41477	17.5
Неучтенные потери теплоты	83746	35
Общее количество теплоты, введенной в двигатель с топливом	237664	100

3. Расчет кинематики и динамики двигателя

3.1 Расчет кинематики двигателя

Длина шатуна L_Ш:

L_Ш=R/?= 65/0,24=270 мм

Перемещение поршня.

Изменение хода поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_S=2 мм в мм и M_?=2⁰ в мм через каждые 30⁰.

Поправка Брикса:

R?/(2M_S)=65*0,24/(2*2)=3,9 мм

Угловая скорость вращения коленчатого вала:

?=?n/30=3,14*1700/30=178 рад/с.

Скорость поршня.

Изменение скорости поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_V=0,4 м/с в мм:

?R/M_V=178*0,065/0,4=28,9 мм;

?R?/(M_V2)=178*0,065*0,240/(0,4*2)=3,5 мм;

±V_{П max}??Rv1+?²=178*0,065*v1+0,24²=11,9 м/с.

Ускорение поршня.

Изменение ускорения поршня по углу поворота коленчатого вала строят графическим методом в масштабе M_j=100 м/с² в мм:

?²R/M_j=178²*0,065/100=20,6 мм;

?²R?/M_j=178²*0,065*0,240/100=4,9 мм;

j_max= ?²R (1+?)=178²*0,065 (1+0,24)=2553 м/с²;

j_min= -?²R (?+1/8?)=178²*0,065 (0,24+1/8*0,24)=1566 м/с².

Значения S_X, V_п и j в зависимости от ?, полученные на основании построенных графиков, заносят в таблицу 3.1.

Таблица 3.1

?0	0	30	60	90	120	150	180
Sx, мм	0	10,66	38,35	72,8	103,35	123,24	130
Vп, м/с	0	+6,7	+11,22	+11,57	+8,8	+4,58	0
j, м/с2	+2553	+2030	+782	-494	-1276	-1536	-1566
?0	210	240	270	300	330	360
Sx, мм	123,24	103,35	72,8	38,35	10,66	0
Vп, м/с	-4,58	-8,8	-11,57	-11,22	-6,7	0
j, м/с2	-1536	-1276	-494	+782	+2030	+2553

При j=0, V_п=±11,9 м/с, а точки перегиба S соответствуют повороту кривошипа на 76⁰ и 284⁰.

Рисунок 3.1 - Зависимости пути, скорости и ускорения поршня дизеля от угла поворота кривошипа

3.2 Расчет динамики двигателя

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма.

По таблице (1, таблица 8.1, стр. 166) с учетом диаметра цилиндра, отношения S/D, V-образного расположения цилиндров и достаточно высокого значения p_z устанавливаются:

масса поршневой группы (для поршня из алюминевого сплава m¹_п=300 кг/м²)

m_п=m¹_пF_п=300*0,0132=3,96 кг

масса шатуна (m¹_ш=400 кг/м²)

m_ш=m¹_шF_п=400*0,0132=5,28 кг

масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для стального кованного вала m¹_k=400 кг/м²)

m_k=m¹_kF_П=400*0,0132=5,28 кг

масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца:

m_ш.п.=0,275m_ш=0,275*5,28=1,45 кг

масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа:

m_ш.к.=0,725m_ш=0,725*5,28=3,83 кг

массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

m_j=m_п+m_ш.п.=3,96+1,45=5,41 кг

массы, совершающие вращательное движение:

m_R?=m_k+2m_ш.к.=5,28+2*3,83=12,94 кг

Полные и удельные силы инерции.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс определяют по кривой ускорений (см. рис. 3.1 и табл. 3.1):

полные силы

P_j= - jm_j*10^-3= - j*5,41*10^-3 кH;

удельные силы

p_j=P_j/F_п= P_j*10^-3/0,0132 МПа.

Значения p_j заносят в таблицу 3.2.

Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна одного цилиндра

К_Rш= - m_ш.к.R?²*10^-3= -3,83*0,065*178²*10^-3= -7,88 кH.

Центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа

К_Rк= - m_кR?²*10^-3= -5,28*0,065*178²*10^-3= -10,87 кH.

Центробежная сила инерции вращающихся масс, действующая на кривошип

К_R?= К_Rк+2 К_Rш= -10,87+2*(-7,88)= -26,63кH.

Таблица 3.2.

?0	0	30	60	90	120	150	180	210
?Рг, МПа	0,062	0,059	0,059	0,059	0,059	0,059	0,059	0,08
j, м/с2	2553	2030	782	-494	-1276	-1536	-1566	-1536
Pj, МПа	-1,046	-0,831	-0,32	0,2024	0,5229	0,6295	0,6418	0,6295
Р, МПа	-0,984	-0,772	-0,261	0,26146	0,58196	0,68852	0,7008	0,7095

?0	240	270	300	330	360	390	420	450
?Рг, МПа	0,13	0,24	0,69	2,31	8,569	6,06	2,03	0,93
j, м/с2	-1276	-494	782	2030	2553	2030	782	-494
Pj, МПа	0,52296	0,20246	-0,320	-0,8319	-1,046	-0,831	-0,320	0,20246
Р, МПа	0,65296	0,44246	0,36949	1,47800	7,5226	5,2280	1,7094	1,1324

?0	480	510	540	570	600	630	660	690	720
?Рг, МПа	0,56	0,39	0,22	0,14	0,062	0,062	0,062	0,062	0,062
j, м/с2	-1276	-1536	-1566	-1536	-1276	-494	782	2030	2553
Pj, МПа	0,5229	0,6295	0,6418	0,6295	0,5229	0,2024	-0,32	-0,831	-1,046
Р, МПа	1,0829	1,0195	0,8618	0,7695	0,5849	0,2644	-0,258	-0,769	-0,984

Рисунок 3.2 - Зависимость р и ?р_г от угла поворота кривошипа

Удельные суммарные силы.

Удельная суммарная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца (рис. 3.2 и табл. 3.2):

р=?р_г+р_j.

Удельные силы р_N, p_S, p_K и p_T определяют аналитическим методом. Расчет этих сил для различных ? сводят в таблицу 3.3.

Графики изменения удельных сил р_N, p_S, p_K и p_T в зависимости от ? представлены на рис. 3.3, где М_Р=0,08МПа в мм и М_?=3⁰ в мм.

Среднее значение удельной тангенциальной силы за цикл:

По данным теплового расчета

P_Tср=2р_i/(??)=2*1,3478/(3,14*4)=0,215МПа.

Крутящие моменты.

Крутящий момент одного цилиндра

Mкр.ц.=TR=T*0,065 kH*м.

Изменение крутящего момента цилиндра в зависимости от ? выражает кривая р_Т (рис. 3.3 и табл. 3.3), но в масштабе

М_М=М_рF_пR=0,08*0,0132*0,065*10³=0,06864 kH*м в мм,

Период изменения крутящего момента четырехтактного дизеля с равными интервалами между вспышками

?=720/i=720/6=120⁰.

Таблица 3.3.

?0	0	30	60	90	120	150	180	210
Р, МПа	-0,984	-0,772	-0,261	0,26146	0,58196	0,68852	0,7008	0,7095
tg?	0	0,121	0,211	0,245	0,211	0,121	0	-0,121
PN, MПа	0	-0,09341	-0,05507	0,064058	0,122794	0,083311	0	-0,08585
1/cos?	1	1,007	1,022	1,03	1,022	1,007	1	1,007
PS, МПа	-0,984	-0,7774	-0,26674	0,269304	0,594763	0,69334	0,7008	0,714467
cos (?+?)/cos?	1	0,806	0,317	-0,245	-0,683	-0,926	-1	-0,926
Pk, МПа	-0,984	-0,62223	-0,08274	-0,06406	-0,39748	-0,63757	-0,7008	-0,657
K, kH	-12,9888	-8,21346	-1,09213	-0,84556	-5,24672	-8,41592	-9,25056	-8,67236
sin (?+?)/cos?	0	0,605	0,972	1	0,76	0,395	0	-0,395
PT, МПа	0	-0,46706	-0,25369	0,26146	0,44229	0,271965	0	-0,28025
T, kH	0	-6,16519	-3,34873	3,451272	5,838223	3,589943	0	-3,69933
Mкр.ц., H*M	0	-400,737	-217,668	224,3327	379,4845	233,3463	0	-240,457
?0	240	270	300	330	360	390	420	450
Р, МПа	0,65296	0,44246	0,36949	1,478	7,5226	5,228	1,7094	1,1324
tg?	-0,211	-0,245	-0,211	-0,121	0	0,121	0,211	0,245
PN, MПа	-0,13777	-0,1084	-0,07796	-0,178838	0	0,632588	0,360683	0,277438
1/cos?	1,022	1,03	1,022	1,007	1	1,007	1,022	1,03
PS, МПа	0,667325	0,455734	0,377619	1,488346	7,5226	5,264596	1,747007	1,166372
cos (?+?)/cos?	-0,683	-0,245	0,317	0,806	1	0,806	0,317	-0,245
Pk, МПа	-0,44597	-0,1084	0,117128	1,191268	7,5226	4,213768	0,54188	-0,27744
K, kH	-5,88683	-1,43092	1,546094	15,72474	99,29832	55,62174	7,152813	-3,66218
sin (?+?)/cos?	-0,76	-1	-0,972	-0,605	0	0,605	0,972	1
PT, МПа	-0,49625	-0,44246	-0,35914	-0,89419	0	3,16294	1,661537	1,1324
T, kH	-6,55049	-5,84047	-4,74070	-11,80331	0	41,75081	21,93229	14,94768
Mкр.ц., H*M	-425,782	-379,631	-308,145	-767,215	0	2713,803	1425,599	971,5992

?0	480	510	540	570	600	630	660	690	720
Р, МПа	1,0829	1,0195	0,8618	0,7695	0,5849	0,2644	-0,258	-0,769	-0,984
tg?	0,211	0,121	0	-0,121	-0,211	-0,245	-0,211	-0,121	0
PN, MПа	0,228492	0,12336	0	-0,09311	-0,123414	-0,064778	0,054438	0,093049	0
1/cos?	1,022	1,007	1	1,007	1,022	1,03	1,022	1,007	1
PS, МПа	1,106724	1,026637	0,8618	0,774887	0,597768	0,272332	-0,263676	-0,774383	-0,984
cos (?+?)/cos?	-0,683	-0,926	-1	-0,926	-0,683	-0,245	0,317	0,806	1
Pk, МПа	-0,73962	-0,94406	-0,8618	-0,712557	-0,399487	-0,064778	-0,081786	-0,619814	-0,984
K, kH	-9,76299	-12,4616	-11,3758	-9,405752	-5,273224	-0,85507	-1,079575	-8,181545	-12,9888
sin (?+?)/cos?	0,76	0,395	0	-0,395	-0,76	-1	-0,972	-0,605	0
PT, МПа	0,823004	0,402703	0	-0,303953	-0,444524	-0,2644	0,250776	0,465245	0
T, kH	10,86365	5,315673	0	-4,012173	-5,867717	-3,49008	3,310243	6,141234	0
Mкр.ц., H*M	706,1374	345,5187	0	-260,7912	-381,4016	-226,8552	215,1658	399,1802	0

Рисунок 3.3 - Графики изменения удельных сил р_N, p_S, p_K и p_T

Таблица 3.4.

?0 коленчатого вала	Цилиндры
	1-й	2-й	3=й	4-=й
	?0 кривошипа	Mкр.ц., H*M	?0 кривошипа	Mкр.ц., H*M	?0 кривошипа	Mкр.ц., H*M	?0 кривошипа	Mкр.ц., H*M
0	0	0	120	379	240	-425	360	0
10	10	-130	130	320	250	-410	370	900
20	20	-160	140	270	260	-395	380	1800
30	30	-400	150	233	270	-379	390	2713
40	40	-340	160	140	280	-360	400	2200
50	50	-280	170	70	290	-340	410	1800
60	60	-217	180	0	300	-308	420	1425
70	70	-70	190	-70	310	-450	430	1275
80	80	80	200	-140	320	-600	440	1125
90	90	224	210	-240	330	-767	450	971
100	100	270	220	-280	340	-500	460	880
110	110	320	230	-370	350	-250	470	790
120	120	379	240	-425	360	0	480	706

?0 коленчатого вала	Цилиндры
	5-й	6-й	Mкр., H*M
	?0 кривошипа	Mкр.ц., H*M	?0 кривошипа	Mкр.ц., H*M
0	480	706	600	-381	279
10	490	580	610	-330	930
20	500	460	620	-280	1695
30	510	345	630	-226	2286
40	520	220	640	-75	1785
50	530	110	650	75	1435
60	540	0	660	215	1115
70	550	-90	670	275	870
80	560	-180	680	345	630
90	570	-260	690	399	327
100	580	-300	700	260	330
110	590	-340	710	130	280
120	600	-381	720	0	279

Суммирование значений крутящих моментов всех восьми цилиндров двигателя производится табличным методом (табл. 3.4) через каждый 10⁰ угла поворота коленчатого вала. По полученным данным строят кривую М_кр (рис. 3.4) в масштабе М_м=25Н*м в мм и М_?=1⁰ в мм.



Рисунок 3.4 - Суммарный крутящий момент дизеля

Уравновешивание.

Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя полностью уравновешены: ?К_R=0.

Суммарный момент центробежных сил действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 18⁰26', величина его

?М_R=v10 (m_k+2m_ш.к.) R?²a.

Силы инерции первого порядка взаимно уравновешены: ?R_j1=0.

Суммарный момент сил инерции первого порядка действует в той же плоскости, где и равнодействующий момент центробежных сил, величина его

?М_j1=v10m_j R?²a.

Силы инерции второго порядка и их моменты полностью уравновешены: ?R_j2=0; ?М_j2=0.

Уравновешивание моментов ?М_j1 и ?М_R осуществляется установкой двух противовесов на концах коленчатого вала в плоскости действия моментов, т.е. под углом 18⁰26'.

Суммарные моменты ?М_j1 и ?М_R действуют в одной плоскости поэтому

?М_j1 и ?М_R=аR?²v10 (m_j+m_k+2m_ш.к.).

Масса каждого противовеса определяется из условия равенства моментов

m_пр???²b=?М_j1 и ?М_R.

Расстояние центра тяжести общего противовеса от оси коленчатого вала принимаем ?=125 мм.

Расстояние между центрами тяжести общих противовесов - b=720 мм.

Расстояние между центрами шатунных шеек - а=160 мм.

Масса общего противовеса

m_пр=аRv10 (m_j+m_k+2m_ш.к.)/(?b)=

=160*65*v10 (5,41+5,28+2*3,83)/(125*720)=6,7 кг

4. Расчет основных деталей и систем двигателя

двигатель тепловой дизель сгорание

4.1 Расчет кривошипной головки шатуна дизеля

Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеет:

Радиус кривошипа R=0.065 м;

Масса поршневой группы m_п=3.96 кг;

Масса шатунной группы m_ш=5.28 кг;

?_x.x.max=178 рад/с; ?=0.24;

Диаметр шатунной шейки

d_ш.ш.=0.6*130=78 мм;

Толщина стенки вкладыша t_В=3.12 мм;

Расстояние между шатунными болтами

С_?=1.3*78=101.4 мм;

Длина кривошипной головки

l_к=0.45*78=35 мм; m_кр=0.2*5.28=1.056 кг;

Максимальная сила энергии:

P_jp=-?_x.x.max*R*[(m_n+m_ш.п.)*(1+?)+(m_ш.к-m_кр)]*10^-6;

P_jp=-178²*0.065*[(3.96+1.45_.)*(1+0.24)+(3.83-1.056)]*10^-6=-0.0195 МН;

Момент сопротивления моментного сечения:

W_из=l_к(0.5С_?-r₁)²/6;

r₁=0.5 (d_ш.ш.+2t_B)=0.5 (78+2*3.12)=42.12 мм - внутренний радиус кривошипной головки шатуна.

W_из=35 (0.5*101.4-42.12)²*10^-6/6=4.3*10^-7м³;

Момент инерции вкладыша и крышки:

l_В=l_кt_B

l_В=35*(3/12)³*10^-12=35*30.4*10^-12=1064*10^-12м⁴;

J=l_к*(0.5С_?-r₁)³;

J=35*(0.5*101.4-42.12)³*10^-12=22120*10^-12м⁴.

Напряжение изгиба крышки и вкладыша:

?_из= P_jp + ];

F_r=l_к*0.5 (С_?-d_ш.ш.)=0.5*35*(101.4-78)*10^-6=409.5*10^-6=0.000409 м²;

?_из= 0.0195* + ]=100 МПа.

4.2 Расчет стержня шатуна дизеля

Из динамического расчета имеем:

Р_сж=Р_г+Р_j;

Р_j=-j*5.41*10^-3кН=2553*5.41*10^-3=13.8 кН, при ?=360⁰.

Р_r=91.5 кН,

Р_сж=13.8+91.5=105.3кН=0.1053 МН.

Р_р=Р_г+Р_j=-21.14 кН=-0.02114 МН при ?=0.

Длина шатуна L_ш=270 мм;

h_ш=22 мм;

b_ш=24 мм;

a_ш=7 мм;

t_ш=7 мм.

Из расчета кривошипной головки:

d=26 мм;

d₁=61 мм.

Характеристика материала шатуна - сталь 40Х.

Площадь и моменты инерции расчетного сечения В-В:

F_ср=h_ш*b_ш - (b_ш - a_ш)*(h_ш-2*t_ш);

F_ср=22*24 - (24-7)*(22-2*7)=392 мм²=39.2*10^-5 м²;

J_x=[b_ш-*h_ш³ - (b_ш - a_ш)*(h_ш-2*t_ш)³]/12;

J_x=[24*22³ - (24-7)*(22-2*7)³]/12=20570 мм⁴=20.5*10^-9 м⁴;

J_y=[h_ш*b_ш³ - (h_ш-2*t_ш)*(b_ш - a_ш)³]/12;

J_y=[22*24³ - (22-2*7)*(24-7)³]/12=22068 мм⁴=22.07*10^-9 м⁴.

Максимальные напряжения от сжимающей силы:

а) в плоскости качания шатуна:

?_{max x}=K_x*P_сж/F_ср;

где K_x=1+?_е/(?²*?_ш)*L_ш²/J_x*F_ср; ?_е=?_в;

?_е=?_в=750 МПа - для стали Х40; предел упругости материала шатуна.

?_ш=2.2*10⁵ МПа - модель упругости стального шатуна.

K_x=1+750/(3.14²*2.2*10⁵)*270²/20570*392=1.4;

?_{max x}=1.4*0.1053/(39.2*10^-5)=376 МПа.

б) в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

?_{max y}=K_y*P_сж/F_ср;

где K_y=1+?_е/(?²*?_ш)*L₁²/(4*J_y)*F_ср;

L₁=L_ш - (d+d₁)/2=270 - (26+61)/2=226.5 мм.

K_y=1+750/(3.14²*2.2*10⁵)*226.5²/(4*22068)*392=1.08;

?_{max y}=1.08*0.1053/(39.2*10^-5)=290 МПа.

Минимальное напряжение от растягивающей силы:

?_min=P_p/F_ср=0.02114/(39.2*10^-5)=-54 МПа.

Средние напряжения и амплитуды цикла:

?_{m x}=(?_{max x}+ ?_min)/2=(376-54)/2=161 МПа.

?_{m y}=(?_{max у}+ ?_min)/2=(290-54)/2=118 МПа.

?_{а x}=(?_{max x} - ?_min)/2=(376+54)/2=215 МПа.

?_{а y}=(?_{max у} - ?_min)/2=(290+54)/2=172 МПа.

?_{ак x}=?_ax*k_?/(?_м*?_п);

где k_?=1.2+1.8*10-⁴*(?_в-400)=1.2+1.8*10-⁴*(750-400)=1.26.

?_м=0.89 (максимальный размер сечения стержня шатуна 22 мм).

?_п=1.26.

?_{ак x}=215*1.26/(0.89*1.26) 242 МПа.

?_{ак у}=?_aу*k_?/(?_м*?_п)=172*1.26/(0.89*1.26)=193 МПа.

Так как =242/161>=0.328 и =193/118=1.6, то запасы прочности в сечении В-В определяются по пределу усталости:

n_?x=?_-1p/(?_{ак x}+?_?*?_{m x});

n_?x=300/(242+0.17*161)=1.11;

n_?y=?_-1p/(?_{ак y}+?_?*?_{m y});

n_?y=300/(193+0.17*118)=1.4.

4.3 Расчет центрифуги

Произвести расчет двухсопловой неполнопоточной центрифуги с гидрореактивным приводом для дизеля.

Циркуляционный расход масла в системе определяется по формуле:

V_ц=Q_м/(?_м*с_м*?Т_м), в м³/с;

Q_м=(0.015-0.030)*Q_о;

Q_м=(0.015-0.030)*237664=3565 кДж/с;

?_м-плотность масла=900 кг/м³;

с_м=2.094-средняя теплоемкость масла, кДж/(кг*К);

?Т_м=10-15 - температура нагрева масла в двигателе, К.

V_ц=3565/(900*2.094*10)=0.189 м³/с.

Неполнопоточной центрифуги принимается равной 20%.

Производительность центрифуги:

V_р.ц.=0.2*V_ц=0.2*0.189=0.0378 м³/с.

Плотность масла ?_м=900 кг/м³;

Коэффициент сжатия струи масла ?=1.0;

Диаметр сопла центрифуги d_с=2 мм=0.002 м.

Площадь отверстия сопла:

F_с=?* d_с²/4;

F_с=3.14*0.002²/43.14*10^-6 м².

Расстояние от оси сопла до оси ротора R=40 мм=0.04 м.

Момент сопротивления в начале вращения ротора а=1*10^-3 Н*м.

Скорость нарастания момента сопротивления b=6*10^-6 (Н*м)/мин^-1.

Частота вращения ротора центрифуги в минуту:

n=;

n==1300 мин^-1;

Радиус оси ротора r_о=8 мм=0.008 м.

Коэффициент расхода масла через сопло ?=0.82.

Коэффициент гидравлических потерь ?=0.15.

Давление масла перед центрифугой:

?₁=?_м*[];

?₁=900*[]=

=0.32 МПа.

5. Требования по обеспечению эксплуатационной безопасности и экологичности ДВС

Правила техники безопасности при эксплуатации дизеля:

1. К работе на машине с дизелем допускаются лица, знающие устройство, правила эксплуатации дизеля, прошедшие инструктаж по технике безопасности и имеющие документ на право эксплуатации этой машины.

2. Перед началом работы осмотреть дизель, убедиться в его исправности и только после этого приступать к его пуску.

3. Не разрешается:

- допускать посторонних лиц к работающему дизелю;

- оставлять работающий дизель без присмотра;

- смазывать, ремонтировать и регулировать механизмы на работающем дизеле;

- открывать пробку горловины радиатора неостывшего дизеля.

В случае такой необходимости открывайте пробку в рукавицах, приняв меры предосторожности против ожога;

- подогревать дизель открытым пламенем;

- запускать дизель и выполнять работы при наличии течи масла, топлива и охлаждающей жидкости;

- наматывать шнур на руку при ручном пуске пускового двигателя.

Правила техники безопасности при техническом обслуживании и ремонте.

1. Не допускается:

- пользоваться открытым огнем, курить при проверке уровня топлива, масла и при заправке ими дизеля;

- засасывать ртом бензин, дизельное топливо или антифриз при заправке или переливании их с помощью шланга;

- гасить водой воспламенившееся горюче-смазочные материалы.

Гасить пламя необходимо с помощью огнетушителя, песком, землей и войлоком;

- мыть бензином руки и чистить одежду.

2. Рекомендуется:

- избегать попадания паров и брызг антифриза на лицо и руки при заправке им системы охлаждения;

- после работы с антифризом тщательно вымыть руки тепловой водой с мылом.

3. Промывку деталей керосином, бензином или дизельным топливом производите в специально отведенных местах с соблюдением правил пожарной безопасности.

4. Промасленный обтирочный материал храните в закрытых металлических ящиках.

5. Во время ремонта дизеля при работе с грузоподъемным устройством соблюдайте следующие правила:

- проверьте состояние грузоподъемного устройства и опробуйте его, проверьте состояние грузоподъемного приспособления и грузового канала;

- перед подъемом дизеля удалите с него инструмент и другие незакрепленные предметы;

- зачаливание производите за грузовые кронштейны.

6. При разборке и сборке дизеля соблюдайте следующие правила:

- применяйте только исправный инструмент;

- применяйте гаечные ключи соответствующего размера.

Не допускается применять прокладки между зевом ключа и гранями гаек;

- при подтягивании крепежных деталей остерегайтесь расположенных вблизи деталей с острыми углами и кромками. Движение руки с ключом должно быть направлено к себе.

Заключение

В ходе данной курсовой работы были проведены тепловой расчет тепловой баланс двигателя, расчет кинематики и динамики двигателя и расчет основных деталей и систем двигателя А-01М. На основании этих расчетов были построены диаграммы и графики, характеризующие работу данного двигателя и действующих на шатунно-поршневую группу сил и моментов при номинальном режиме работы. Была дана сравнительная характеристика технических параметров двигателя и параметров, полученных в результате проведенных расчетов.

Список литературы

1. Автомобильные двигатели. /Архангельский С.А. Вухарт М.М., Воинов А.Н. и др. Под ред. М.С. Ховаха - Изд: Машиностроение, 1977. - 590 с.

2. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. /Вихерт М.М., Доброгаев Р.П., Лихов М.И. и др. Под ред. Степанова Ю.А. - М.: Машиностроение, 1964. - 546 с.

3. Расчет автомобильных и тракторных двигателей./ A. И. Колчин, В.П. Демидов. - М.: Высш. Шк., 2002. - 496 с.: ил.

4. Автомобильные и тракторные двигатели /Ленин И.М., Попык К.Г., Малашкин О.М. и др. Под ред. И.М. Ленина М.: Высшая школа, 1969,-653 с.

5. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей /Вырубов Д.П., Иващенко Н.А., Ивин В.И. и др. Под ред. А.С. Орлина и М.Г. Круглова М.: Машиностроение, 1983, - 372 с.

Размещено на Allbest.ru