Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

Мета роботи провести розрахунок чотиритактного чотирьохциліндрового рядного двигуна для вантажного автомобіля, використовуючи як прототип двигун ЗМЗ-5143.10.

Для проектування двигуна в курсовому розрахунку проводиться тепловий розрахунок, розрахунок теплового балансу, динамічний розрахунок, аналіз врівноваженості, розрахунок основних деталей на міцність.

Спроектований двигун має характеристики, які відповідають вихідним даним при отриманні завдання.

Знання, отримані при розрахунку курсового проекту, можна використовувати для проектування двигунів внутрішнього згорання або удосконалення існуючих двигунів з метою зменшення витрати палива зменшення викиду шкідливих речовин, збільшення потужності і підвищення надійності. ДВИГУН, ПРОЦЕС РОБОЧИЙ, ДІАГРАМА ІНДИКАТОРНА, МОМЕНТ КРУТИЛЬНИЙ, ПОТУЖНІСТЬ,РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ, ПАЛЕЦЬ, КІЛЬЦЕ ПОРШНЕВЕ, ШИЙКА.

Завдання на курсовий проект

Провести розрахунок чотиритактного дизельного двигуна з наддувом, призначеного для вантажного автомобіля. Ефективна потужність двигуна при частоті обертання колінчастого валу Двигун чотирьохциліндровий, з рядним розташуванням циліндрів. Система охолоджування рідинна закритого типу. Ступінь стиску , коефіцієнт надлишку повітря . Задачею проектування являється отримання розрахункових показників кращих ніж у прототипу, а також покращити паливну економічність двигуна.



Вступ

Впровадження досягнень науково-технічного прогресу в автомобілебудуванні та на автомобільному транспорті вимагає творчого підходу до вирішення наукових і практичних завдань, які стоять перед робітниками цих галузей, що в свою чергу передбачає необхідність підвищення якості підготовки і перепідготовки кадрів для них.

Сучасна автомобільна силова установка (автомобільний двигун) являє собою одну з найскладніших машин, здатних перетворювати теплоту, що виділяється при згорянні палива, у механічну роботу. Процеси згоряння,виділення теплоти і перетворення її в механічну роботу продуктами згоряння відбуваються у середині двигуна

ДВЗ використовуються в багатьох галузях народного господарства, в тому числі на автомобільному транспорті, саме тому, що вони вигідно відрізняються від інших теплових двигунів своєю компактністю, постійною готовністю, до роботи, порівняно високими економічністю, надійністю та малою масою. Кількість автомобілів з ДВЗ у світі перевищила 1100 млн. і продовжує збільшуватися, а загальна потужність розміщених на них двигунів майже в п'ять разів перевищує потужності всіх стаціонарних електростанцій світу.

До ДВЗ, які можуть застосовуватись на автомобілях, належать поршневі роторні або роторно-поршневі та газотурбінні двигуни. Такий двигун часто складається з поршневої машини, газової турбіни, компресора, охолодника повітря, об'єднаних загальним робочим тілом, яке здійснює єдиний робочий цикл. Ефективність циклу в значній мірі залежить від умов роботи автомобіля, а отже, і двигуна, які дуже різняться. Щоб кваліфіковано експлуатувати такі силові установки, необхідно володіти складним комплексом теоретичних і практичних знань і вміти застосовувати їх на практиці.



1. Тепловий розрахунок

1.1 Паливо

Відповідно до типу проектованого двигуна вибирається паливо [1, c.5,6], в нашому випадку - дизельне паливо. Обираємо дизельне паливо марки Л,для роботи в зимових умовах марки-3)

Цетанове число палива не менше 45 визначаємо по табл. 2 [1, с.6].

Середній елементарний состав палива визначаємо по табл. 3 [1, с.7].

С=0,870кг;

Н=0,126кг;

О=0,004кг,

де С, Н, О- відповідно масова частка вуглецю, водню та кисню в 1кг палива.

Нижча теплота згоряння палива по формулі (1.1) (Менделєєва):

(1.1)

де О,S,W - відповідно масові частки кисню й сірки в 1кг палива й кількість вологи у вихідному паливі, останнім можна зневажити.

1.2 Параметри робочого тіла

Теоретично необхідна кількість повітря для повного згорання 1 кг палива[1, с.8]:

(1.2)

де -теоретично необхідна кількість повітря в кг для згоряння 1 кг палива;

0,23-масовий зміст кисню в 1 кг повітря.

Теоретично необхідна кількість повітря в кмолях для згорання 1 кг палива[1, с.8]:

(1.3)

де - теоретично необхідна кількість повітря в кмолях для згорання 1 кг палива;

0,208-об'ємний зміст кисню в 1 кмоль повітря.

Кількість свіжого заряду[1, с.9]:

(1.4)

Кількість окремих компонентів продуктів згоряння[1, с.11]:

- вуглекислого газу:

(1.5)

- кисню:

(1.6)

- водяних парів:

(1.7)

- азоту:

(1.8)

Загальна кількість продуктів згоряння:

(1.9)

Перевірка правильності розрахунку (для >1):

(1.10)

Отже, результати розрахунку є вірними.

1.3 Параметри навколишнього середовища і залишкові гази

У дизельних двигунах з наддувом повітря надходить у впускну систему з атмосфери, тому тиск р_К і температура Т_К навколишнього середовища відповідають [1, с.9]:

р_К = 1,8•р_о=1,90,1=0,19МПа;

=377,487 К ; Т₀=293,15 К.(1.11)

На зменшення температури залишкових газів впливають: відносно невеликий ступень розширення продуктів згоряння при такті розширення, інтенсивна тепловіддача при згорянні і розширенні, великий розмір поршня, а також інтенсивне охолодження. Виходячи з цих факторів приймаємо Т_r=734 K,що входить в межіТ_r=600ч900 К [1, с.43].

Тиск залишкових газів розраховуємо за формулою[1, с.43]

(1.12)

Так як частота обертання колінчастого вала велика, то приймаємо0,171 МПа.

1.4 Процес впуску

За період впуску здійснюється наповнення циліндра двигуна свіжим зарядом. Зміна тиску в процесі впуску в чотирьохтактному дизельному двигуні з наддувом приведена на рис. 1.1



Рисунок 1.1- Зміна тиску в процесі впуску в чотирьохтактному двигуні з наддувом

Температура підігріву свіжого заряду ДТ приймається відповідно до рекомендацій, приведених в [1, с.43].

З ціллю отримання хорошого наповнення двигуна на номінальному швидкісному режимі приймаємо ДТ=10°С, так як розташування впускних і випускних колекторів з різних сторін, що дозволяє застосувати ДТ менше. При водяному охолоджені температура стінок впускного колектора, нижча чим при повітряному, тому величина ДТ менша.

Густина заряду на впуску:

(1.13)

де - характеристична газова постійна повітря.

(1.14)

де R - універсальна газова постійна;

-молекулярна маса палива.

Тиск заряду наприкінці впуску [1, с.44]:

(1.15)



де - втрати тиску за рахунок опору впускної системи й загасання швидкості руху заряду в циліндрі. При деяких допущеннях можна застосувати рівняння Бернуллі:

(1.16)

де -коефіцієнт загасання швидкості руху заряду в розглянутому перетині циліндра;

- коефіцієнт опору впускної системи, віднесений до найбільш вузького її перетину;

- середня швидкість руху заряду в найменшому перетині впускної системи.

В сучасних автомобільних двигунах на номінальному режимі

, [1, с.44].

Приймаємо

, ,так як маємо два впускний клапана, висока якість обробки внутрішньої поверхні впускної системи.

Величина змінюється в межах:[1, с.45].Умова виконується.

Коефіцієнт наповнення для 4-х тактних двигунів без обліку продувки й дозарядки:

(1.17)

Значення коефіцієнта наповнення змінюються в межах[з_v]=0,800,94[1, с.47]. Умова виконується.

Коефіцієнт залишкових газів. При визначенні для двигуна без наддування застосовується коефіцієнт очищення , а коефіцієнт дозарядки на номінальному швидкісному режимі не враховуємо:



(1.18)

Значення коефіцієнта залишкових газів змінюються в межах: [1, с.46]. Умова виконується.

Температура наприкінці такту впуску розраховується по формулі, отриманої з рівняння теплового балансу в циліндрі двигуна наприкінці такту впуску:

(1.19)

Температура наприкінці такту впуску змінюється в межах:

[Т_а]=320400К [1, с.46] . Умова виконується.

1.5 Процес стиснення

Під час процесу стиснення в циліндрі двигуна підвищується температура і тиск робочого тіла, що забезпечує надійне спалахування і ефективне згоряння палива. Зміна тиску в процесі стиснення наведена на рис.1.2

Рисунок1.2-Зміна тиску в процесі стиснення



По рис.25 [1, с.48] визначаємо середній показник адіабати стиску при е=19 і Т_а= К, к₁=1,3615.

Значення показників політропи стиснення n₁ в залежності відк₁встановлюється в наступних межах: .

Приймаємо n₁=1,35.

Тиск наприкінці стиску визначається з політропи: р_a =МПа;

(1.20)

Температура наприкінці стиску:

(1.21)

У сучасних автомобільних двигунах температура наприкінці стиску змінюється в межах: Т_с=7001000К [6, с.64]. Отже, умови виконуються.

Середня мольна теплоємність наприкінці стиснення:

а)свіжої суміщі:

(1.22)

де

б)залишкових газів:

при , використовуючи систему Mathcad розраховуємо по формулам [1, ст. 19, табл. 6] :

в) робочої суміші:

(1.23)



1.6 Процес згорання

Процес згоряння - основний процес робочого циклу двигуна, за час якого теплота, котра виділилась під час згоряння палива, іде на підвищення внутрішньої енергії робочого тіла і на здійснення механічної роботи. Зміна тиску в процесі згоряння наведена на рис. 1.3.

Коефіцієнт молекулярної зміни горючої й робочої суміші:

горюча суміш:

(1.24)

робоча суміш:

(1.25)

Рисунок 1.3 - Зміна тиску в процесі згоряння

Коефіцієнт молекулярної зміни робочої суміші змінюється в межах: [1, с.13]. Умова виконується.

Теплота згоряння робочої суміші (при >1)[1, с.15]:



(1.26)

Середня мольна теплоємність продуктів згоряння(при >1), тобто повнім згорянні палива[1, с.17]:

(1.27)

Приймаємо значення коефіцієнта використання теплоти о_z=0,74, це пояснюється скороченням втрат теплоти від газів в стінки і вибором раціональної формі камери горіння [1, с.52,53].

Температура наприкінці видимого процесу згоряння визначається з рівняння:

(1.28)

(1.29)

звідки

(1.30)

(1.31)

Максимальний тиск згорання:

(1.32)

Значення температури й тиску кінця згоряння при роботі з повним навантаженням змінюються в межах: , , отже, умови виконуються [1, с.55].

Ступінь попереднього розширення:



(1.33)

Для дизельних двигунів[1, с.54].

1.7 Процеси розширення і випуску

В результаті здійснення процесу розширення здійснюється перетворення теплової енергії палива в механічну роботу. Зміна тиску в процесі розширення наведена на рис. 1.4.

Рис.

За період випуску з циліндра двигуна видаляються відпрацьовані гази. Зміна тиску в процесі випуску наведена на рис. 1.5.

Рисунок 1.5 -Зміна тиску в процесі випуску



Середній показник адіабати розширення к₂ визначається по номограмі [1, рис.29, с.57].

При заданих е=19; б=1,501; Т_z =К;к₂=1,273.

Середні показники політропи розширення n_{2 ,} отримані з аналізу індикаторних діаграм, для різних сучасних двигунів змінюється в межах (для номінального навантаження) [1, с.58].

Приймаємо n₂=1,28.

Тиск і температура наприкінці процесу розширення:

(1.34)

(1.35)

(1.36)

Ці величини входять у задані межі: і [1, с.59].

Перевірка раніше прийнятої температури залишкових газів:

(1.37)

(1.38)

1.8 Індикаторні параметри робочого циклу

Робочий цикл двигуна внутрішнього згорання характеризується середнім індикаторним тиском, індикаторною потужністю й індикаторним КПД.

Теоретичний середній індикаторний тиск:



(1.39)

Дійсний середній індикаторний тиск:

(1.40)

де - коефіцієнт повноти діаграми ()[1, с.63].

При роботі на повному навантаженні [1, с.63].

Індикаторний КПД і індикаторна питома витрата палива:

(1.41)

(1.42)

При роботі на номінальному режимі і[1, с.64], тобто умови виконуються.

1.9 Ефективні показники двигуна

Параметри, що характеризують роботу двигуна, відрізняються від індикаторних наявністю необхідних витрат корисної роботи на подолання різних механічних опорів (тертя в кривошипно-шатунному механізмі, приведення в дію допоміжних механізмів і нагнітача й ін.) і на здійснення процесів впуску й випуску.

Середній тиск механічних втрат для четирьохтактних дизелів з нероздільними камерами[1, с.65]:

(1.43)

де S- хід поршня;

D - діаметр поршня;

-середня швидкість поршня.

Попередньо прийнявши хід поршня S=94 мм (по прототипу), одержимо:

(1.44)

Тоді: (1.45)

Середній ефективний тиск і механічний КПД:

(1.46)

(1.47)

При роботі на номінальному режимі і[1, с.66], тобто умови виконується.

Ефективний КПД і ефективна питома витрата палива:

(1.48)

(1.49)

При роботі на номінальному режимі ефективний КПД та ефективна питома витрата палива повинні знаходитись в межах відповідно і [1, с.68].Умови виконуються.

1.10 Основні параметри циліндра і двигуна

Літраж двигуна, необхідний для забезпечення заданої потужності[1, с.68 - 69]:

(1.50)

де - тактність двигуна.

Робочий об'єм одного циліндра:

(1.51)

де - число циліндрів двигуна.

Діаметр циліндра розраховуємо виходячи з того, що хід поршня відомий:

(1.52)

Остаточно приймаємо: D=87 мм;S=94 мм.

Основні параметри й показники двигуна визначаються по остаточно прийнятим D і S:

– літраж двигуна:

(1.53)

– площа поршня:

(1.54)

– ефективна потужність:

(1.55)

-ефективний крутний момент:

;(1.56)

-годинна витрата палива:

(1.57)

Остаточне значення літрової потужності:

(1.58)

1.11 Побудова індикаторної діаграми

Тепловий розрахунок двигуна завершується побудовою індикаторної діаграми, що представляє собою графік зміни тиску в циліндрі по ходу поршня. Індикаторна діаграма будується з урахуванням даних розрахунку робочого процесу.

Знайдемо спочатку показник л - відношення радіуса кривошипа до довжини шатуна. Для існуючих конструкцій двигунів значення л лежить у межах (0,23...0,30)[1, с.116]. З метою зменшення висоти й маси двигуна приймемо можливо більшим: л=0,324.

Індикаторну діаграму будуємо в координатах P - S, де Р - абсолютний тиск у циліндрі, S - хід поршня. При р_z=15,2 МПа й S=94 мм приймаємо рекомендовані масштаби:

а) по осі ординат (масштаб тисків) м_p=0,06 МПа/мм;

б) по осі абсцис (масштаб ходу поршня) м_s=0,75 мм ходу/мм.

Наведені величини, що відповідають робочому обсягу циліндра і камери згоряння:

(1.59)

(1.60)

Максимальна висота діаграми:

;(1.61)

Ординати характерних точок:

(1.62)

(1.63)

(1.64)

(1.65)

(1.66

Побудова політроп стиску й розширення:

а) політропа стиску .(1.67)

де -тиск і об'єм в шуканій точці процесу стиснення

Звідси (1.68)

де ОВ=ОА+АВ = + = 132,29 мм.(1.69)

Для кута ц = 270?:,(1.70)

де r - радіус кривошипу, що дорівнює 47 мм.

(1.71)

(1.72)

(1.73)

б) політропа розширення

(1.74)

Звідси:

(1.75)

Для кута ц = 370?:

(1.76)

(1.77)

(1.78)

Результати розрахунків приведені в таблиці 1.1

Таблиця 1.1 - Розрахунок індикаторної діаграми

FI AX Px HPx

грд мм МПа мм

---------------------------

0 .00 .1710 3.4



60 29.52 .1784 3.6

90 55.19 .1784 3.6

120 77.02 .1784 3.6

150 90.56 .1784 3.6

180 95.00 .1784 3.6

210 90.56 .1896 3.8

240 77.02 .2329 4.7

270 55.20 .3531 7.1

300 29.52 .7446 14.9

310 21.48 1.0614 21.2

320 14.29 1.6195 32.4

330 8.29 2.6561 53.1

340 3.76 4.5923 91.8

350 .95 7.5915 151.8

360 .00 11.8747 237.5

370 .95 15.2000 304.0

380 3.76 10.5713 211.4

390 8.29 6.2903 125.8

400 14.29 3.9350 78.7

410 21.48 2.6362 52.7

420 29.52 1.8835 37.7

430 38.05 1.4228 28.5

440 46.71 1.1266 22.5

450 55.19 .9285 18.6

480 77.02 .6259 12.5

510 90.56 .5150 10.3

520 93.04 .4985 10.0

520 93.04 .4985 10.0

530 94.51 .4152 8.3

540 95.00 .3322 6.6

570 90.56 .1710 3.4

600 77.02 .1710 3.4

630 55.20 .1710 3.4

660 29.52 .1710 3.4

690 8.29 .1710 3.4

720 .00 .1710 3.4

Теоретичний середній індикаторний тиск:

.(1.79)

де площа діаграми z - b - a на кресленні.

(1.81)

(1.82)

Дійсний тиск згоряння:

(1.83)

Підвищення тиску від точки с'' до составить:

.

Розрахунок ординат точок r?, a?, a?, c?, b?, f зведемо в таблицю 1.2

Таблиця 1.2- Розрахунок координат точок r?, a?, a?, c?, b?, f

Позначення точок	ц?	Відстань точок від ВМТ (АХ), мм
r?	704	3,19
a?	212	118,66
b?	520	122,75
a?	12	1,81
c?	340	4,96
f	348	1,81



2. Тепловий баланс

Щоб установити як витрачається уведена у двигун теплота, визначимо складового теплового балансу. Всі розрахунки ведемо в номінальному режимі.

Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1с:

Теплота, передана охолодному середовищу:

(2.2)

де -коефіцієнт пропорційності для 4-хтактных двигунів (прийнятий з межі [1, с.92];

- показник ступеня для 4-хтактных двигунів (прийнятий з межі [1, с.92].

.(2.3)

Теплота, віднесена з відпрацьованими газами:

,(2.4)

де -- теплоємність залишкових газів;

-- теплоємність свіжого заряду визначені по формулами таблиці 6 [1, с.17]для температур від 0 до 1500 С за допомогою системи Mathcad.

(2.5)

Невраховані втрати теплоти:

(2.6)



(2.7)

Складові теплового балансу зведемо до таблиці 2.1

Таблиця 2.1 - Складові теплового балансу

Складові баланса	Q,Дж/с	q, %
Теплота, еквівалентна ефективній роботі	72135	38,96
Теплота, передана холодному середовищу	65891	35,59
Теплота, віднесена з відпрацьованими газами	45574	24,62
Невраховані втрати теплоти	1557	0,84
Загальна кількість теплоти введеної в двигун з паливом		100

Проведемо порівняльну характеристику основних параметрів проектованого двигуна й прототипу ЗМЗ-5143-10, а результати занесемо в табл.2.2

Таблиця 2.2 - Основні параметри проектованого двигуна й прототипу

Найменування й розмірність	Позначення	Проектований двигун	Прототип ЗМЗ-5143-10
Діаметр циліндра, мм	D	87	87
Літраж, л		2,235	2,235
Хід поршня, мм	S	94	94
Число циліндрів	i	4	4
Ступінь стиску	о	19	19,5
Номін. частота обертання двигуна,		3900	4000 ± 25
Номінальна потужність, кВт		72	72
Максимальний крутний момент, Нм		760	216
Крутний момент при номінальній потужності, Нм		176	-
Частота обертання двигуна, що відповідає ,		-	2250 ± 100
Середній ефективний тиск (номінальний режим), МПа		0,993	0,9
Літрова потужність,		32,268	-
Питома ефективна витрата палива (номінальний режим),		218	230



3. Динамічний розрахунок

Динамічний розрахунок двигуна полягає у визначенні сумарних сил і моментів, що діють на деталі кривошипно-шатунного механізму.

3.1 Сили тиску газів

Будуємо розгорнуту індикаторну діаграму за результатами розрахунку кінематики в системі Mathcad, вибравши масштаб по осі абсцис м_ц=2єп.к.в./мм, а по осі ординат м_p залишаємо тим же, що й на індикаторній діаграмі в координатах Р - S. При цьому маємо на увазі, що на згорнутій індикаторній діаграмі відкладається абсолютний тиск Р_r, а на розгорнутої - надлишковий тиск газів . Це досягається шляхом переміщення осі ординат з нульового рівня на рівень атмосферного тиску, тобто вісь ц розгорнутої індикаторної діаграми є продовженням лінії Р₀ згорнутої діаграми в координатах Р - ц.

Точка максимального тиску досягається при куті ц =370 п.к.в. і надлишковий тиск у цій точці :

(3.1)

, що відповідає розрахункам, отриманим на ЕОМ.

Аналогічно розраховуються значення для інших кутів ц.

Розрахунок проводимо на комп'ютері за допомогою системи Mathcad. Результати розрахунків приведені в таблиці 3.1.

3.2Приведення мас частин кривошипно-шатунного механізму

Для визначення мас деталей поршневої групи скористаємося конструктивними масами наведеними в таблиці 21 [1, с.127]. По цій таблиці вибираємо значення конструктивних мас залежно від діаметра циліндра:

- неврівноважені частини одного коліна вала без противаг (чавунний литий вал з порожніми шейками):

Визначаємо відповідні маси деталей поршневої групи(3.2), шатуна(3.3)й неврівноважених частин колінчатого вала(3.4):

(3.2)

(3.3)

(3.4)

Для спрощення розрахунків дійсний кривошипно-шатунний механізм заміняємо динамічно-еквівалентною системою зосереджених мас.

Маси шатуна, зосереджені на осі поршневого пальця й на осі кривошипа:

(3.5)

(3.6)

Маси, що роблять зворотно-поступальний рух:

(3.7)

Маси, що роблять обертовий рух:

(3.8)

Система зосереджених мас, динамічно еквівалентна КШМ зображена на рис. 3.1

Рисунок 3.1 - Система зосереджених мас, динамічно еквівалентна КШМ: а)наведена система КШМ; б)приведення мас кривошипа

3.3 Питомі сили інерції

Сили інерції, що діють у кривошипно-шатунному механізмі, відповідно до характеру руху наведених мас підрозділяють на сили інерції поступально, що рухаються мас, і відцентрові сили інерції обертових мас (рис. 3.2).

Рисунок 3.2-Cхема дії сил у КШМ: а)інерційних і газових; б)сумарних

Питомі сили інерції поступально, що рухаються мас:

(3.9)

де j - прискорення поступально, що рухаються мас, що визначається по формулі:

(3.10)

Величина кутової швидкості, що входить у цю формулу, розраховується по вираженню:

(3.11)



R = 0,0620м- радіус кривошипа.

(3.12)

Приклад розрахунку для ц=370⁰:

(3.13)

(3.14)

На графіку: (3.15)

Розрахунок для інших кутів проводимо за допомогою комп'ютера у системі Mathcad. Результати розрахунків приведені в таблиці 3.1.

Визначаємо відповідно відцентрову силу інерції обертових мас, а також сили, з яких вона складається: силу інерції обертових мас шатуна й силу інерції обертових мас кривошипа:

(3.16)

(3.17)

(3.18)

(3.19)

3.4 Питомі сумарні сили

Розрахунок проведемо для значення кута ц=370 п.к.в.

Питома сумарна сила, зосереджена на осі поршневого пальця, визначається підсумовуванням питомої газової сили й питомої сили інерції:

(3.20)

Питома нормальна сила:

и(3.21)

Питома сила, що діє уздовж шатуна:

(3.22)

дедля ц знаходиться за формулою(дивись рис. 3.2):

.(3.23)

Для ц =

, (3.24)

Питома сила, що діє по радіусі кривошипа:

.(3.25)

Питома тангенціальна сила:

.(3.26)

Розрахунок для інших кутів проводимо за допомогою комп'ютера у програмі DR723. Результати розрахунків приведені в таблиці 3.1.

За наслідками розрахунків в масштабі тиску м_p=0,06МПа/мм будуємо графіки питомих сил по куту повороту кривошипа ц.

З метою перевірки правильності динамічного розрахунку і побудови графіків питомих сил визначається величина середньої тангенціальної сили двома способами:

за графіком питомої тангенціальної сили:

(3.27)

.(3.28)

де й - відповідно позитивні й негативні площі, укладені під кривою Р_Т , мм²;

м_p - масштаб питомих сил;

ОВ - довжина підстави діаграми, мм.

за даними теплового розрахунку:

(3.29)

Помилка:(3.30)



Тобто графік виканоно вірно.

3.5 Крутні моменти

Крутний момент одного циліндра при ц=370^°

,(3.31)

де (3.32)

Розрахунок для інших кутів проводимо за допомогою комп'ютера у програмі DR723. Результати розрахунків приведені в таблиці 3.1

Період чергування крутного моменту:.(3.33)

За отриманими даними будуємо криву М_кр. у масштабі: м_М = 5Нм/мм; м_ц =1°п.к.в./мм

Середній крутний момент:

а) за даними теплового розрахунку:

(3.34)

б) по площі, укладеної під кривою М_кр:

(3.35)

де F - площа кривої М_кр щодо осі Оц.

Помилка:. (3.36)

Розрахунок виконаний вірно тому що помилка менше [2, с.25].

Максимальні й мінімальний крутні моменти:



3.6 Сили, діючі на шатунну шийку колінчастого валу

На шатунну шийку колінчатого вала діють сили S і K_RШ (рис.3.3). Сила S змінює своє значення при зміні кута ц. Сила K_RШ при n=const постійна по величині й напрямку.

,(3.37)

де - сила, діюча на шатунну шийку по кривошипу, Н.

Напрямок результуючої сили для різних положень колінчастого вала визначається кутом ц утвореним вектором і віссю кривошипа. Кут ц знаходиться із співвідношення:

.(3.38)

Результуючу сили, що діє на шатунну шийку можна отримати геометричним додаванням сили , що діє по кривошипу і тангенціальної сили Т, а бо геометричним додаванням сумарної сили S, що діє по шатуну, і центробіжної сили мас шатуна, що обертаються.

Розрахунок здійснюємо для ц=370є:

(3.39)

(3.40)



Рисунок3.3 - Сили, що діють на шатунну шийку вала

Спочатку будуємо полярну діаграму сили S шляхом графічного додавання сил T і K у прямокутних координатах із центром у крапці О.

Для обліку відцентрової сили К_RШ центр полярної діаграми переносимо на відстань ОО_Ш:

,(3.41)

де - масштаб побудови полярної діаграми.

Полярна діаграма із центром у крапці О_Ш - є полярна діаграма сили R_ШШ. Ця сила є геометричною сумою сил S і К_{RШ .} Розвертаємо полярну діаграму R_ШШ у прямокутних координатах з масштабом .

По розгорнутій полярній діаграмі сили R_ШШ визначаємо її середнє, максимальне й мінімальне значення:

(3.42)

де F - площа під кривоюR_Ш.Ш.мм²; ОА- довжина діаграми, мм.



3.7 Побудова діаграми зносу шатунної шийки

Діаграма зносу шатунової шийки будується виходячи з допущення, що знос пропорційний силі і розповсюджується від місця додатку цієї сили на 60° в кожну сторону. Для побудови цієї діаграми з центру проводиться коло, що зображає в довільному масштабі шатунову шийку. Це коло променями 1, 2 і так далі ділиться на 12 рівних секторів. З полюса полярної діаграми також проводиться коло довільного діаметру і таким же чином ділиться на сектори. Величина зносу по кожному променю, напр. 1, знаходиться таким чином:

1) На шатуновій шийці визначається сектор, в який потрапляють сили R_шш, що надають знос по вибраному променю.

2) По полярній діаграмі визначаються ці сили, їх величини заносяться у відповідну графу таблиці 4.

3) Після заповнення таблиці шляхом підсумовування сил R_шш по графах визначається результуюча сила УR_шш для кожного променя і її величина в масштабі відкладається на відповідному промені від кола до центру О. Кінці відрізків з'єднуються плавній кривій, яка і є діаграмою зносу шатунової шийки.

Масляний отвір розташовуємо посередині ділянки шатунової шийки, що найменш зношується (найменш навантаженого), щоб тиск масла в каналах перевищував тиск на шатунову шийку і мастило безперешкодно поступала в підшипник. Положення масляного отвору визначається кутом ц_м = 90° до вертикальної вісі кривошипа.

Таблиця 3.2 - Сили діючі на шатунну шийку.

ц	Значення RШ.Ш для променів, кН
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
0	14,061	14,061	14,061	-	-	-	-	-	-	-	14,061	14,061
30	11,092	11,092	11,092	-	-	-	-	-	-	-	-	11,092
60	4,656	4,656	4,656	4,656	-	-	-	-	-	-	-	4,656
90	5,509	-	-	-	-	-	-	-	-	5,509	5,509	5,509
120	9,034	9,034	-	-	-	-	-	-	-	-	9,034	9,034
150	9,707	9,707	-	-	-	-	-	-	-	-	9,707	9,707
180	9,532	9,532	9,532	-	-	-	-	-	-	-	9,532	9,532
210	9,774	9,774	9,774	-	-	-	-	-	-	-	-	9,774
240	9,36	9,36	9,36	-	-	-	-	-	-	-	-	9,36
270	6,43	6,43	6,43	6,43	-	-	-	-	-	-	-	6,43
300	3,326	3,326	3,326	-	-	-	-	-	-	-	-	3,326
330	-	-	4,589	4,589	4,589	4,589	-	-	-	-	-	-
360	-	-	-	-	55,513	55,513	55,513	55,513	55,513	-	-	-
390	-	-	-	-	-	-	26,031	26,031	26,031	26,031	-	-
420	-	-	-	-	-	-	-	-	8,012	8,012	8,012	8,012
450	9,728	-	-	-	-	-	-	-	-	9,728	9,728	9,728
480	11,731	-	-	-	-	-	-	-	-	11,731	11,731	11,731
510	11,722	11,722	-	-	-	-	-	-	-	-	11,722	11,722
540	10,446	10,446	10,446	-	-	-	-	-	-	-	10,446	10,446
570	9,663	9,663	9,663	-	-	-	-	-	-	-	-	9,663
600	8,989	8,989	8,989	-	-	-	-	-	-	-	-	8,989
630	5,471	5,471	5,471	5,471	-	-	-	-	-	-	-	5,471
660	4,689	-	-	-	-	-	-	-	-	4,689	4,689	4,689
690	11,136	11,136	-	-	-	-	-	-	-	-	11,136	11,136
RШШ	176,06	144,4	107,39	21,146	60,102	60,102	81,544	81,544	89,556	65,7	115,31	184,07



4. Урівноважування двигуна

Порядок роботи двигуна 1-5-3-6-2-4.. Проміжки між спалахами рівні 120 градусів. Колінчатий вал має кривошипи, розташовані під кутом 120 градусів.площинах.

Шестициліндровий рядний двигун урівноважен повністю:

і .(4.1)

і . (4.2)

і. (4.3)

Шестициліндрові рядні двигуни виконують з семи та чотирьохопорними колінчатими валами.

Рисунок 4.2 - Схема сил інерції, що діють у шестициліндровому рядному двигуні



5. Розрахунки на міцність

Розрахунок деталей з метою визначення напруг і деформацій, що виникають при роботі двигуна, виробляється по формулах опору матеріалів і деталей машин. Основними навантаженнями, що діють на деталі двигуна, є сили тиску газів у циліндрі й інерції поступально-обертальних мас, що рухаються, а також зусилля від пружних коливань і теплових навантажень. Розрахунки на міцність ведемо для номінальної потужності і номінальної частоти обертання n = 3900 хв -¹.

5.1 Розрахунок поршня

При роботі двигуна на поршень діють в умовах високих температур перемінні за значенням і напрямком сили тиску газів та інерції, за характером близькі до ударних. Як результат нерівномірного нагрівання поршня у ньому виникають додаткові термічні напруження. Для зменшення тертя, робочу поверхню поршня виготовляють з алюмінієвих сплавів з додатками міді, кремнію, нікелю, магнію. Поршні з алюмінієвих сплавів приблизно у 2,5 разів легші, чим чавунні, у 2…4 рази теплопровідніші, за рахунок чого температура таких поршнів нижча. До їх недоліків можна віднести: вищий коефіцієнт розширення, різке зниження властивостей з температурою, наприклад, при 620 К міцність їх знижується на 65…70%, більшу вартість. (рис. 5.1).

Відповідно до існуючих аналогічних двигунів і з урахуванням співвідношень, наведених у табл.50 [1, с.206], приймаємо:

Товщина днища поршня:

(5.1)

Приймаємо .

Висота поршня:



(5.2)

Приймаємо

Рисунок 5.1 - Схема поршня

Висота спідниці поршня:

(5.3)

Приймаємо приймаємо згідно прототипу.

Радіальна товщина компресійного кільця:

(5.4)

Приймаємо приймаємо згідно прототипу.

Радіальний зазор кільця в канавці поршня:

(5.5)

Приймаємо

Висота кільця:

(5.6)

Приймаємо

Товщина стінки головки поршня:

(5.7)

Приймаємо для виконання умови міцності

Величина верхньої кільцевої перемички:

(5.8)

Приймаємо

Число й діаметр масляних каналів у поршні:

(5.9)

Приймаємо

Діаметр масляного каналу:

(5.10)

Приймаємо згідно прототипу

Матеріал поршня - алюмінієвий сплав(5.11)

Матеріал гільзи циліндра - чавун:

Визначаємо напругу вигину у дні поршня:

(5.12)

де(5.13)

Допустиме значення напруги стиснення для алюмінієвих поршнів знаходиться в таких межах [у_виг]=50ч150 МПа [1, с.207]. Оскільки у_виг< [у_виг] отже умова виконується.

Визначаємо напругу стиску в перетині Х-Х.

(5.14)

де



(5.15)

дедіаметр поршня по дну канавок:

(5.16)

внутрішній діаметр поршня:

(5.17)

площа поздовжнього діаметрального перетину масляного каналу:

(5.18)

,(5.19)

(5.20)

Допустиме значення напруги стиснення для алюмінієвих поршнів знаходиться в таких межах [у_сж]=60ч80МПа [1, с.207]. Оскільки у_сж<[у_сж] отже умова виконується.

Визначаємо напругу розриву в перетині Х-Х.

Максимальна кутова швидкість холостого ходу:

(5.21)

де (5.22)

Маса головки поршня з кільцями, розташованими вище перетину Х-Х:

(5.23)

Максимальна сила, що розриває:

(5.24)

(5.25)

Напруга розриву:



(5.26)

Допустиме значення напруги на розрив для поршнів з алюмінєвого сплава знаходиться в межах 4ч10 МПа [1, с.207]. Оскільки у_р<[у_р], умова виконується.

Визначаємо напругу у верхній кільцевій перемичці:

Зрізу:

(5.27)

Вигину:

(5.28)

Складне:

(5.29)

Для поршнів з алюмінія допустима напруга [у_У] в верхній кільцевій перемичці знаходиться в межах [у_У] =60ч80МПа [1, с.208]. Оскільки у_У<[у_У] отже умова виконується.

Визначаємо питомий тиск поршня на стінку циліндра:

(5.30)

(5.31)

де - найбільша нормальна сила, дорівнює:

(5.32)

Для сучасних автомобільних двигунів q₁=0,31,0МПа и q₂=0,20,7МПа [1, с.208]. Оскільки отримані значення знаходяться в запропонованих межах - умова виконується.

Визначаємо діаметри головки й спідниці поршня:

(5.33)



(5.34)

де(5.35)

(5.36)

Визначаємо діаметральні зазори в гарячому стані:

(5.37)

(5.38)

де і- коефіцієнти лінійного розширення матеріалу циліндра й поршня( , )

відповідно температура стінок циліндра, головки й спідниці поршня в робочому стані, прийняті за умови використання водяного охолодження;

початкова температура циліндра й поршня.

5.2 Розрахунок поршньового кільця

Поршневі кільця працюють в умовах високих температур і значних змінних навантажень.

Матеріал кільця - сірий чавун,

Визначаємо середній тиск кільця на стінку циліндра:

(5.38)



(5.39)

де - відношення різниці між величинами зазорів замка кільця у вільному й робочому стані, приймаємо .

Даний параметр відповідає межам [1, с.213].

Тиск кільця на стінку циліндра в різних крапках окружності:

.(5.40)

Таблиця 5.1 - Значення й результати розрахунків для різних кутів

Кут , град.	0	30	60	90	120	150	180
Відношення	1,05	1,05	1,14	0,90	0,45	0,67	2,85
, МПа	0,17023	0,17023	0,1848	0,1459	0,0730	0,1086	0,4620

За цими даними будуємо епюру тисків кільця на стінку циліндра (рис. 5.2).

Визначаємо напругу вигину кільця в робочому стані:

(5.41)

Визначаємо напругу вигину при надяганні кільця на поршень:

(5.42)

де m = 1,57 - коефіцієнт, що залежить від способу надягання кільця.

Для сучасних двигунів значення лежить в межах [1, с. 213]. Отримане значення не перевищує дані межі, отже умова виконується.

Визначаємо монтажний зазор у замку поршневого пальця:

(5.43)

де - мінімально припустимий зазор у замку кільця під час роботи двигуна приймаємо

- коефіцієнти лінійного розширення матеріалу кільця й гільзи циліндра ;

; ;

- температура кільця.

Тоді:

Рисунок 5.2 - Епюра тиску кільця на стінку циліндра;

5.3Розрахунок поршневого пальця

двигун тепловий динамічний деформація

Під час роботи двигуна поршневий палець піддається впливу змінних навантажень, що приводять до виникнення напруг вигину, зрушення, зминання й овалізації. При виборі зовнішнього і внутрішнього діаметрів пальця слід виходити із допустимих напруг вигину та зрізу.

Основні дані для розрахунку пальця наведені в п.5.1. Крім того, приймаємо:

-зовнішній діаметр пальця:

(5.44)

Приймаємо:d_П=35 мм;

– довжину втулки шатуна:

(5.45)

Приймаємо:l_Ш=28 мм;

– відстань між торцями бобишек

(5.46)

Приймаємо: b=30 мм;

-внутрішній діаметр пальця:

(5.47)

Приймаємо: d_B=18 мм;

– довжину пальця:

(5.48)

Приймаємо згідно прототипу: l_П = 75мм.

Матеріал поршневого пальця - сталь 12ХН3А, модуль пружності Е=2,2^.10⁵ МПа.

Палець плаваючого типу.

Розрахункова сила, що діє на палець:

- газова:



(5.49)

- інерційна:

(5.50)

де(5.51)

.(5.52)

- розрахункова:

(5.53)

де К - коефіцієнт, що враховує масу поршневого пальця, (К=0,68ч0,81) [1, с.216.], приймаємо К=0,75.

Питомий тиск пальця на втулку поршневої головки шатуна:

(5.53)

Питомий тиск пальця на бобишки:

(5.54)

Для сучасних автомобільних двигунів:

[q_Ш]=20ч60 МПа І [q_Б]=15ч50 МПа [1, с.216.].

Отримані значення q_Ш і q_Б не перевищують дані межи, умова виконується.

Напруга вигину в середньому перетині пальця:

(5.55)

де- відношення внутрішнього діаметра пальця до зовнішнього.

(5.56)

Значення у_виг відповідає заданим межам: [у_виг] =100ч250 МПа [1,с.217].

Умова виконується.

Дотичні напруження зрізу в перетинах між бобишками й головкою шатуна:

(5.57)

Значення ф відповідає заданим межам: [ф]=60ч250 МПа[1, с. 217].

Умова виконується.

Найбільше збільшення горизонтального діаметра пальця при овализации:

(5.58)

Напруги овалізації на зовнішній поверхні пальця:

-у горизонтальній площині (точки 1, ш=0⁰):

(5.59)

- у вертикальній площині (точки 3, ш=90^є):

(5.60)

Напруга овалізації на внутрішній поверхні пальця:

- у горизонтальній площині (точки 2, ш=0⁰):

(5.61)

у вертикальній площині (точки 4, ш=90⁰):

(5.62)

Найбільша напруга овализації виникає на внутрішній поверхні пальця в горизонтальній площині, і не повинне перевищувати: [у]=300ч350 МПа[1, с. 218]. Умова виконується.

Рисунок 5.3 -Розрахункова схема поршневого пальця:а) розподіл навантаження; б) епюра навантажень;



5.4 Розрахунок колінчастого валу

Колінчатий вал являє собою найбільш складну й відповідальну деталь двигуна. Моторесурс колінчатого вала багато в чому визначається довговічністю його корінних і шатунних шийок. У свою чергу довговічність шийок визначається діючими на них силами й питомими тисками на одиницю поверхні.

Основні розміри шийок вибираються виходячи з діаметра циліндра двигуна по табл. 56 [1, с.247].

Рис. 5.4 -Основні розміри колінчастого валу

На підставі наведених співвідношень, а також аналізу відповідних розмірів двигуна-прототипу, приймаємо:

-діаметр шатунної шийки:

(5.63)

Приймаємо d_Ш.Ш=60 мм;

-довжина шатунної шийки:

(5.64)

Приймаємо l_Ш.Ш=65 мм;

-радіус жолобників приймаємо r_жол=1,5 мм.

Визначаємо робочу ширину вкладиша шатуна:



(5.65)

Приймаємо .

Питомий тиск на поверхню шатунної шийки:

а) середнє:

(5.66)

де (розраховано раніше).

б) максимальне:

(5.67)

де .

Припустимі значення для дизельних двигунів:

= 6ч16МПа[1, с.248];

= 20ч42МПа [1, с.249].

Отримані значення не перевищують дані межи отже, умови виконуються.



Висновок

В результаті виконаного теплового і динамічного розрахунків шестициліндрового дизельного двигуна доведена принципова можливість зменшення витрат палива без зміни геометричних параметрів, оскільки з розрахунку видно, що питома ефективна витрата палива =218, а у прототипу складає 230. При цьому двигун не втратив у потужності. Також за результатами розрахунку був отриманий максимальний момент, що крутить, , який є більшим ніж у прототипу приблизно у 3,5 рази.

Виконаний поперечний переріз двигуна.



Перелік посилань

1. Колчин А.И., Демидов В.П. Розрахунок автомобільних і тракторних двигунів. - М.: Вища школа, 1980.-400с.

2. Методичні вказівки до виконання курсового проекту по ДВС. - Донецьк, ДПИ, 1991.-41с.

3. Автомобільні двигуни. Архангельський В.М., Вихерт М.М., Войков А.И. і ін. - М.: Машинобудування, 1977.-340с.

4. Віхерт М.М., Доброгаев Р.П. Конструкція та розрахунок автотракторних двигунів. -- М.: Машинобудування, 1964. - 552с.

5. Ховах М.С. Автомобільні двигуни. - М.: Машинобудування, 1977.- 591с.

6. Ф.І. Абрамчук, Ю.Ф. Гутаревич, К.Є Довганов, І.І. Тимченко Автомобільні двигуни: Підручник. - К.: Арістель, 2005. - 476с.

Размещено на Allbest.ru