Модернизация системы питания автомобиля МАЗ-543240 с двигателем ЯМЗ-236БЕ для работы на компримированном природном газе

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Двигатели автомобилей и тракторов, представляющие основу мобильного обеспечения производства России и стран СНГ, являются одним из источников загрязнения окружающей среды и потребителями моторных нефтяных топлив. Так автотранспорт в странах СНГ потребляет в год около 60 млн. тонн топлива.

Необходимо иметь в виду, что все тракторные и комбайновые двигателя, а также большинство двигателей, используемых на грузовых автомобилях - дизели. В связи с тем, что дизели, кроме определённого экологического преимущества (меньшая эквивалентная токсичность по сравнению с бензиновыми двигателями), имеют высокую топливную экономичность (на 20…25%), этот тип ДВС необходимо рассматривать как наиболее перспективный практически во всех отраслях хозяйства.

Россия имеет большие запасы нефти и газа, из которых производится углеводородное топливо (бензин, пропан-бутановые смеси и прочие). По обоснованным прогнозам в ближайшее десятилетие уровень добычи нефти не увеличится. К тому же запасы нефти невосполнимы, а значит ими нужно пользоваться бережно: нефть - это смазочные масла, синтетические материалы, ароматические соединения и др. На принципиально новый уровень ставится борьба с токсичными выбросами двигателя в атмосферу, а также задачи по снижению шума и вибрации в процессе эксплуатации.

Не менее важное направление автомобильной промышленности - это освоение альтернативных видов топлива. А с уменьшением запаса природных ресурсов, а именно нефти, эта задача выходит на первый план. Анализ передовых направлений научных исследований, проведённых за рубежом и в странах СНГ, посвящённых данной проблеме, позволяет сделать вывод, что для практической реализации в двигателях транспортных средств, и в первую очередь в дизелях, возможно использование таких видов топлив, как природный газ и метиловый спирт (метанол), которые имеют не нефтяное происхождение и могут существенно улучшить эксплуатационные показатели дизелей и при этом расширить ресурсы моторного топлива.

К двигателям внутреннего сгорания, в частности к дизельным, в настоящее время, в мировом сообществе предъявляются жёсткие требования по снижению токсичности. Существуют жёсткие нормированные требования токсичности продуктов сгорания, которые с каждым годом ужесточаются. Российские производители автомобильных двигателей также ведут работы по снижению токсичности, что связано со стремлением конкурентоспособности на мировом рынке.

В последние годы количество автомобилей и автобусов, автопогрузчиков, тракторов, использующих в качестве топлива компримированный природный газ (КПГ) и сжиженный газ, резко увеличивалось. Перевод на КПГ коснулся автомобилей с дизелями. Такой перевод обеспечивает владельцу экономию за счет меньшей стоимости газа, а двигатели легко поддаются модернизации при переводе на газ. Кроме этого автомобиль, работающий на газе менее токсичен, чем обычный. На сегодняшний день в отдельных странах количество автомобилей, работающих на газе, достигает нескольких сотен тысяч, и число их постоянно увеличивается.

Россия имеет огромный потенциал запасов природного газа, состоящего в основном из метана. По прогнозам уровень добычи газа к 2010 году увеличится в 1,5 раза. Огромным преимуществом природного газа по сравнению с нефтепродуктами является его более низкая стоимость и экологическая безопасность продуктов сгорания. В качестве топлива, а так же при хранении и транспортировке он может применяться как в жидком, так и в газообразном состоянии.

1. Исследование состояния вопроса

1.1 Перспективы применения газообразного топлива на автомобильном транспорте

Ученые многих стран мира пришли к выводу о том, что эпоха нефти заканчивается. Наступает эпоха метана. Доля природного газа в общемировом балансе потребления энергоносителей неуклонно возрастает.

Среди основных факторов, позволяющих говорить о природном газе в целом как о топливе XXI века, следует назвать следующие:

* доказанные мировые запасы природного газа существенно превышают запасы нефти;

* необходимость замещения нефти другими видами сырья для ее высвобождения в интересах тех отраслей хозяйства, где она не может быть заменена;

* более высокая степень экологической безопасности при добыче, транспортировке, переработке, реализации и использовании; более высокие потребительские качества при применении в качестве энергоносителя или сырья;

* более высокая ценовая стабильность и экономическая привлекательность для конечных потребителей.

Сегодня в России природный газ является основой топливно-энергетического баланса. На его долю приходится более 55% потребления энергоресурсов. Следует отметить, что такой перекос в сторону природного газа не совсем правилен. Многие ученые отмечают необходимость сокращения доли газа в энергопотреблении и увеличения доли угля.

С точки зрения запасов и объемов добычи природного газа Россия продолжает оставаться крупнейшей мировой державой. Каждый четвертый кубометр газа на мировом рынке добывается в России. Следует также отметить, что газовая промышленность проходит через кризисный переходный период с меньшими потерями, чем остальные отрасли топливно-энергетического комплекса.

Вместе с сокращением добычи нефти в России отмечается пропорциональное сокращение производства моторных топлив в нефтеперерабатывающей отрасли. При этом значительно снижено производство не только мазута, дизельного топлива и бензина, но и сжиженного нефтяного газа.

Приведенные данные также позволяют сделать вывод о предпочтительности использования природного газа в качестве моторного топлива.

Одним из главных вопросов при переводе автомобильного транспорта на газовое топливо является вопрос экономической целесообразности переоборудования. В целом газ для автотранспорта дешевле традиционных видов нефтяного моторного топлива. И если в некоторых регионах России разница в цене бензина и сжиженного нефтяного газа иногда не очень существенная, то природный газ всегда как минимум в два раза дешевле бензина и значительно дешевле дизельного топлива.

Говорить о получении прибыли от перевода транспорта на газ не совсем корректно. Речь, скорее, может идти о сокращении эксплуатационных затрат и себестоимости транспортной работы. Величина ежегодно высвобождаемых средств за счет перехода на более дешевое топливо сопоставима с затратами на переоборудование транспортного средства.

Технико-экономические показатели строительства и эксплуатации АГЗС (автомобильных газозаправочных станций) и АГНКС (автомобильных газонаполнительных компрессорных станций) при существующих ценах на оборудование, материалы и энергоносители имеют вполне удовлетворительные значения.

Для сокращения затрат на строительство станции можно использовать схему заправки машин газом с помощью передвижных средств.

За рубежом наиболее перспективной концепцией заправочных комплексов считается строительство многотопливных заправочных станций с полным набором услуг. На таких станциях организованы заправка автомобилей всеми видами моторного топлива, включая природный газ, а также автосервис, мойка машин, торговля сопутствующими товарами и продуктами питания. В США и Канаде такие комплексы стоимостью около 5 миллионов долларов окупаются (с учетом выплаты процентов по кредиту) примерно за пять лет.

Действующая в России сеть АГНКС большой производительности уже сегодня способна отпускать автотранспорту более 2 млрд. мі природного газа в год и обеспечивать заправку до 350 тысяч машин. Разработан ряд АГНКС средней и малой производительности. Строительство таких станций уже ведется в Москве, Касимове (Рязанская область). В Тюмени, Московской области, Башкирии строятся многотопливные станции с возможностью реализации природного газа.

Отработана концепция заправки автомобилей газом непосредственно на территории автопредприятия с помощью стационарных и передвижных средств. Такой подход сегодня представляется наиболее перспективным, особенно когда один подрядчик выполняет весь комплекс работ по газификации подвижного состава автопредприятия.

По данным Министерства промышленности, науки и технологий России, спрос на автомобильную технику в России будет по-прежнему увеличиваться, и составит в 2007 г. по автобусам 57-60 тысяч, по грузовым автомобилям 230-240 тысяч, по легковым автомобилям 1300-1500 тысяч штук. К 2010 г. эти цифры могут составить 65-67, 300-320, 1800-1900 тысяч штук соответственно.

При этом спрос на автобусы и грузовые автомобили во многом будет определяться необходимостью замены физически и морально устаревшей автомобильной техники, доля которой в настоящее время продолжает увеличиваться.

Потенциал удовлетворения такого спроса у российских предприятий есть. Выпуск с конвейера автозаводов хотя бы 10% автобусов, 5% грузовиков и 1% легковых автомобилей (от указанных цифр) в газобаллонном исполнении позволил бы к 2007 году удвоить имеющийся парк ГБА и впоследствии дополнительно высвобождать как минимум по 650 тысяч тонн нефтяных топлив. По прогнозам Министерства энергетики России, в 2000-2020 годах внутреннее потребление моторного топлива должно вырасти с 61 до 99 млн. тонн в год. Энергетическая стратегия России предусматривает, что к 2010 году газовыми видами топлива должно быть заменено до 5 млн. тонн, а к 2020 году до 10-12 млн. тонн нефтепродуктов.

С точки зрения экологии газовые виды топлива успешно конкурируют с традиционными видами даже в случае установки на базовых автомобилях систем нейтрализации отработавших газов. Кроме того, газовое топливо практически не содержит веществ, являющихся каталитическими ядами для нейтрализаторов (сера, свинец и пр.).

Вредность выбросов, приведенная к эквивалентному количеству СО, при переводе транспортных средств на газ снижается:

- для грузовых автомобилей с карбюраторным двигателем на - 69%, с дизельным - двигателем при переводе в газодизельный режим на - 53%;

- для автобусов с карбюраторным двигателем на 76%,

- с дизельным двигателем при переводе в газодизельный режим на 44%.

В связи с изложенным можно сделать следующий вывод. Единственным быстрым, эффективным и относительно дешевым способом сокращения объемов выбросов загрязняющих веществ с отработавшими газами двигателей внутреннего сгорания автотранспортных средств является массовый переход на использование в качестве моторного топлива природного газа.

Кроме того, использование газа в качестве моторного топлива является одним из немногих экологических мероприятий, затраты на которое окупаются прямым экономическим эффектом в виде сокращения расходов на горюче-смазочные материалы. Подавляющее большинство других экологических мероприятий является исключительно затратными.

1.2 Особенности применения компримированного газа в дизелях

компримированный газ двигатель дизель

Как известно, автомобильные и тракторные двигатели внутреннего сгорания загрязняют атмосферу вредными веществами, выбрасываемыми с отработавшими газами (ОГ). Необходимо отметить, что в настоящее время основным источником загрязнения воздуха являются бензиновые двигатели. Тем не менее снижение токсичности дизелей также является актуальной задачей. Состав ОГ этих двух типов существенно различается прежде всего по концентрации продуктов неполного сгорания (оксид углерода СО, углеводороды C_nH_m, сажа).

Основные преимущества использования КПГ перед дизельным топливом заключаются в следующем:

- КПГ не содержит вредных примесей (свинец, сера), которые на химическом уровне разрушают детали камеры сгорания;

- стабильность агрегатного состояния. Газ поступает в двигатель в газообразной фазе, не смывает масляную плёнку со стенок цилиндров и не разжижает масло в картере;

- газ легко смешивается с воздухом и равномерно наполняет цилиндры однородной гомогенной смесью;

- КПГ почти втрое дешевле дизельного топлива. Не смотря на то, что расход газа несколько выше традиционного топлива (в городских условиях примерно на 15%, за городом на 10%), экономия всё же значительна. Особенно это ощутимо при больших пробегах автомобиля. Расходы на горюче-смазочные материалы в целом могут снижаться на 40%;

- содержание вредных веществ в отработавших газах снижается на 53%;

- штатная система подвергается минимальным переделкам абсолютно не теряя прежней мощности;

- использование КПГ обеспечивает увеличение срока службы двигателя на 30…40% и в последствии снижает ремонтные затраты;

Агрегатное состояние газа зависит от физико-химических свойств его компонентов, температуры и давления в баллоне. Основные физико - химические свойства компонентов газовых углеводородных топлив, влияющих на конструкцию и эксплуатацию газобаллонных автомобилей представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1. - Физико-химические свойства компонентов газовых топлив и дизельного топлива, влияющих на конструкцию и эксплуатацию газобаллонного автомобиля

Параметр	Компоненты	ДТ
	Метан	Этан	Пропан	Бутан
Химическая формула	СН4	С2Н6	С3Н8	С4Н10	С14Н30
Молекулярная масса, кг/моль	16	30	44	58	198
Октановое число	110	108	105	94	-
Цетановое число	8…10	н.д.	15…16	20…25	47
Плотность топлива: газовой фазы, кг/мі жидкой фазы, кг/мі	0,675 -	1,356 н.д.	1,96 509	2,59 582	- 828
Стехиометрический коэффициент, L0: массовый, кг/кг объёмный, мі/ мі	17,2 9,8	16,8 н.д.	15,7 24,4	15,4 32,2	14,4 58,6
Температура кипения, К	111,4	н.д.	230,9	272,4	553
Теплота сгорания: массовая, МДж/кг объёмная, МДж/мі	48,7 33,7	47,1 59,9	45,7 85,5	45,4 111,5	42,5 36,55
Температура воспламенения, 0С	580…680	508…605	510…580	480…540	240

Из таблицы 1.1 следует, что все компоненты газообразных топлив при атмосферном давлении имеют температуру кипения ниже 0 ⁰С. Однако, если в ёмкости с газом повысить давление, то температура газа существенно увеличится. Эти давления и температуры имеют пределы, называемыми критическими. Очень низкие температуры кипения при атмосферном давлении (-161,5 ⁰С) и критическая температура (-82 ⁰С) метана делают технически сложным заправку и хранение метана в сжиженом состоянии, для чего используются изотермические баллоны с комплексной термоизоляцией. По этому в настоящее время большое распространение получил способ заправки и хранения метана на автомобилях в компримированном состоянии под высоким давлением.

Если перевод автомобилей с бензиновыми двигателями на газовое топливо уже приобрел массовый характер (грузовики ЗИЛ, ГАЗ, большинство ГАЗелей и т.д.) и этим никого не удивить, то к автомобильному газодизелю проявляется повышенная настороженность.

Существует два способа перевода дизелей на газообразное топливо:

- конвертирование дизеля в двигатель с искровым зажиганием;

- переход на газодизельный процесс.

Первый способ связан со значительными изменениями конструкции дизеля. При этом двигатель становится однотопливным (только газовым) и на дизельном топливе работать не может. Газодизели относятся к двигателям, работающим одновременно на газовом и жидком топливе. Газодизельная модификация - это тот же дизель, дополненный газовой топливной системой и несколькими согласующими агрегатами. При этом в цилиндры двигателя поступает газовоздушная смесь, которая в конце такта сжатия поджигается небольшой запальной дозой дизельного топлива, впрыскиваемой через форсунки основной системы топливоподачи дизеля. По существу - это принудительная система воспламенения, как и в двигателях с искровым зажиганием. Однако, в газодизеле мощность источника воспламенения значительно больше электрической искры и рабочая смесь поджигается во многих очагах одновременно. Благодаря этому, значительно расширяются границы возможного обеднения рабочей газовоздушной смеси.

Такое решение не требует конструктивных или технологических изменений базовой модели дизеля, сохраняет возможность быстрого переключения с газодизельного на обычный дизельный цикл. Поэтому, газодизель можно использовать гибко - при значительной отдаленности АГНКС.

Основными преимуществами газодизелей являются:

- охранение энергетических параметров на уровне базового двигателя;

- возможность увеличения максимума крутящего момента и смещение его в зону более низких частот вращения коленчатого вала;

- снижение в 20-25 раза дымности отработавших газов;

- экономия до 80% дизельного топлива за счет замещения его газом;

- более низкий уровень шума;

- относительная простота переоборудования дизеля в газодизель;

- возможность переоборудования автомобилей, находящихся в эксплуатации;

- увеличение срока службы моторного масла и уменьшение износа цилиндропоршневой группы.

Сравнительные показатели дымности ОГ дизельного и конвертированного газового двигателей, полученные в режиме свободного ускорения и максимальной частоты KB двигателя, приведены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 - Показатели дымности и токсичности отработавших газов

Показатель	Предельные нормы по ГОСТ 21393 - 85	Режим работы
		дизельный	газовый
Режим свободного ускорения	40	35	5
Режим максимальной частоты вращения к.в.	15	14	0

Из таблицы 1.2 видно, что дымность отработавших газах в режиме свободного ускорения на конвертированном газовом двигателе в семь раз ниже, чем при работе на дизельном топливе, а на режиме максимальной частоты вращения коленчатого вала двигателя равна нулю, что свидетельствует об отсутствии сажи в продуктах сгорания.

Большое значение с точки зрения климатических изменений (глобальное потепление) имеет наличие и объемы в продуктах сгорания так называемых «парниковых газов» и в первую очередь двуокиси углерода. Чем выше отношение Н/С в топливе, тем меньше образуется в продуктах сгорания CO₂. С этой точки зрения природный газ предпочтительнее других видов топлива.

1.3 Цель и задачи дипломного проекта

Целью дипломного проекта является модернизация системы питания автомобиля МАЗ-543240 для работы на компримированном природном газе и улучшение эффективных показателей работы двигателя.

В процессе выполнения дипломного проекта необходимо решить следующие задачи:

- изучить состояние вопроса;

- проанализировать конструкции газобаллонного оборудования автомобилей;

- предложить вариант конструкторской разработки;

- рассчитать технологическую карту на изготовление детали;

- рассмотреть вопросы безопасности жизнедеятельности и охраны окружающей среды;

- оценить экономическую эффективность проекта.

2. Расчётно-теоретическая часть

2.1 Тепловой расчет двигателя. Дизельный и газодизельный процессы

Исходные данные

- дизельный двигатель, модель - ЯМЗ - 236 БЕ восьмицилиндровый, 6-цилиндровый, четырехтактный дизель, жидкостного охлаждения;

- частота вращения коленчатого вала n = 2000 мин^-1;

- степень сжатия е = 16,5;

- эффективная мощность N_e = 184 кВт;

- коэффициент избытка воздуха б = 1,8;

- вид топлива для дизельного процесса - дизельное топливо «Л» ГОСТ 305-82, средний элементарный состав топлива: С = 85,7%, Н = 13,3%, О = 1%; низшая расчетная теплота сгорания топлива Q_н = 42500 ^кДж/_кг;

- вид топлива для газодизельного процесса - смесь 20% дизельнготоплива «Л» ГОСТ 305-82 и 80% компримированного природного газа ГОСТ 27577-2000, средний элементарный состав топлива: С = 75%, Н = 25%, О = 0,1%. Низшая расчетная теплота сгорания топлива Q_н = 47700 ^кДж/_кг.

Параметры рабочего тела

Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

кг или , кмоль. (2.1)

Дизельный процесс:

кг,

кмоль.

Газодизельный процесс:

кг;

кмоль.

Определяем количество свежего заряда:

(2.2)

Дизельный процесс: кмоль.

Газодизельный процесс: кмоль.

Определяем общее количество продуктов сгорания:

(2.3)

Дизельный процесс: кмоль;

Газодизельный процесс: кмоль.

Параметры окружающей среды и остаточные газы

Принимаем атмосферные условия: МПа, К.

Принимаем давление надувочного воздуха:

МПа

Принимаем показатель политропы сжатия в компрессоре

Определяем температуру воздуха за компрессором:

, К, (2.4)

К.

Определяем давление и температуру остаточных газов:

, МПа, (2.5)

МПа.

Принимаем температуру остаточных газов для дизельного и для газодизельного процесса К.

Процесс впуска

Температуру подогрева свежего заряда в дизеле с наддувом принимаем = 40С.

Определяем плотность заряда на впуске:

^кг/_мі, (2.6)

где R_в = 287 ^Дж/_кгград - удельная газовая постоянная для воздуха.

^кг/_мі.

В соответствии со скоростным режимом работы двигателя и качеством обработки внутренней поверхности принимаем коэффициент , а скорость движения заряда ^м/_с.

Определяем потери давления на впуске в двигатель:

МПа, (2.7)

МПа.

Определяем давление в конце впуска:

МПа, (2.8)

МПа.

Определяем коэффициент остаточных газов:

, (2.9)

.

Определяем температуру в конце впуска:

К, (2.10)

К.

Определяем коэффициент наполнения:

, (2.11)

.

Процесс сжатия

Средние показатели адиабаты и политропы сжатия. При работе дизеля на номинальном режиме можно с достаточной степенью точности принять показатель политропы сжатия n₁ приблизительно равным показателю адиабаты k_1, который определяется по номограмме [2] в пределах n₁ = (k₁ +0,02)… (k₁ -0,02).

Для дизеля с наддувом при =16,5 и =384 К показатель адиабаты k₁ =1,362. Принимаем n₁ =1,375.

Определяем давление в конце сжатия:

МПа, (2.12)

МПа.

Определяем температуру в конце сжатия:

К, (2.13)

К.

Определяем среднюю молярную теплоемкость заряда воздуха в конце сжатия (без учета влияния остаточных газов):

^кДж/_{кмольград}, (2.14)

^кДж/_{кмольград}.

Определяем число молей остаточных газов:

, кмоль, (2.15)

Дизельный процесс:

кмоль;

Газодизельный процесс:

кмоль.

Определяем число молей газов в конце сжатия:

, кмоль, (2.16)

Дизельный процесс:

кмоль;

Газодизельный процесс:

кмоль.

Процесс сгорания

Определяем среднюю молярную теплоемкость продуктов сгорания в дизельном двигателе при постоянном давлении, при 1:

Дизельный процесс:

, ^кДж/_{кмольград}, (2.17)

Подставляя значение коэффициента избытка воздуха =1,5 в выражение (2.17), получим:

=29,03+0,0023 ^кДж/_{кмольград.} (2.18)

Определяем число молей газов после сгорания:

, кмоль, (2.19)

Дизельный процесс:

кмоль;

Газодизельный процесс:

кмоль.

Определяем расчетный коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

, (2.20)

Дизельный процесс:

;

Газодизельный процесс:

.

Коэффициент использования теплоты для современных дизелей с неразделёнными камерами сгорания и наддувом, в связи с повышением теплонапряжённости двигателя и созданием более благоприятных условий для протекания процесса сгорания принимаем в дизельном процессео = 0,9, в газодизельном процессе о = 0,9.

Тогда количество теплоты, передаваемое газом на участке индикаторной диаграммы при сгорании 1 кг топлива определится по выражению:

, ^кДж/_кг, (2.21)

Дизельный процесс:

^кДж/_кг;

Газодизельный процесс:

^кДж/_кг.

Степень повышения давления в дизеле, в основном зависит от величины цикловой подачи топлива. С целью снижения газовых нагрузок на детали кривошипно - шатунного мемханизма целесообразно иметь максимальное давление сгорания не выше 11…12 МПа. В связи с этим целесообразно принять в дизельном процессе л = 1,5, в газодизельном прлоцессе л = 1,7.

Температуру в конце сгорания определяют из уравнения сгорания:

. (2.22)

Подставляем имеющиеся значения величин, решаем полученное квадратное уравнение относительно T_z и находим его значение, К;

Дизельный процесс:

,

К.

Газодизельный процесс:

,

К.

Определяем давление в конце процесса сгорания:

, МПа. (2.23)

Дизельный процесс:

МПа;

Газодизельный процесс:

МПа.

Определяем степень предварительного расширения:

 (2.24)

Дизельный процесс:

;

Газодизельный процесс:

.

Процесс расширения

Определяем степень последующего расширения:

, (2.25)

Дизельный процесс:

;

Газодизельный процесс:

.

Показатель политропы расширения n₂ для дизеля определяем по номограмме [2]. На номинальном режиме можно принять показатель политропы расширения, с учётом достаточно больших размеров цилиндра, несколько меньше показателя адиабаты расширения.

Определение показателя политропы расширения производим следующим образом.

По имеющимся значениям и определяем точку пересечения. Через полученную точку проводим горизонталь до пересечения вертикалью, опущенной из точки , получая какое-то значение k₂. Далее двигаемся по этой кривой k₂ до пересечения с вертикалью, опущенной из заданного значения . Ордината точки пересечения даёт искомое значение для дизельного процесса n₂ = k₂ = 1,265, для газодизельного n₂ = k₂ = 1,25.

Определяем давление процесса расширения:

, МПа, (2.26)

Дизельный процесс:

МПа;

Газодизельный процесс:

МПа;

Определяем температуру процесса расширения:

, К, (2.27)

Дизельный процесс:

К;

Газодизельный процесс:

К.

Проверяем правильность ранее принятого значения температуры остаточных газов (погрешность не должна превышать 5%):

, К. (2.28)

. (2.29)

где -принятая ранее температура остаточных газов.

Дизельный процесс:

К.

.

Газодизельный процесс:

К.

.

Индикаторные параметры рабочего цикла дизельного двигателя

Определяем среднее индикаторное давление цикла для нескругленной индикаторной диаграммы:

, МПа. (2.30)

Дизельный процесс:

МПа.

Газодизельный процесс:

1,202МПа.

Принимаем коэффициент полноты индикаторной диаграммы н = 0,97 и

н = 0,95 соответственно дизельный и газодизельный процессам.

Определяем среднее индикаторное давление цикла для скругленной индикаторной диаграммы:

, МПа. (2.31)

Дизельный процесс:

МПа.

Газодизельный процесс:

МПа.

Определяем индикаторный КПД:

. (2.32)

Дизельный процесс:

.

Газодизельный процесс:

.

Определяем индикаторный удельный расход топлива:

^г/_кВтч. (2.33)

Дизельный процесс:

^г/_кВтч.

Газодизельный процесс:

^г/_кВтч.

Эффективные показатели дизеля

Принимаем предварительно среднюю скорость поршня для автомобильного дизеля W_п.ср = 8 ^м/_с.

Определяем среднее давление механических потерь, МПа:

, МПа. (2.34)

Учитывая, что для дизелей с неразделёнными камерами сгорания , .

МПа;

Определяем среднее эффективное давление:

, МПа. (2.35)

Дизельный процесс:

МПа.

Газодизельный процесс:

МПа.

Определяем механический КПД:

. (2.36)

Дизельный процесс:

.

Газодизельный процесс:

.

Определяем эффективный КПД:

. (2.37)

Дизельный процесс:

.

Газодизельный процесс:

.

Определяем эффективный удельный расход топлива:

^,г/_кВтч. (2.38)

Дизельный процесс:

^г/_кВтч.

Газодизельный процесс:

^г/_кВтч.

Основные размеры цилиндра и удельные параметры двигателя

Исходя из величин эффективной мощности, частоты вращения коленчатого вала, среднего эффективного давления и числа цилиндров определяем рабочий объем одного цилиндра:

, л. (2.39)

Дизельный процесс:

л;

Выбираем значение - для дизельного двигателя.

Определяем диаметр цилиндра по формуле (2.40), а затем округляем полученное значение до чётного числа, нуля или пяти:

, мм. (2.40)

Дизельный процесс:

мм.

Принимаем диаметр цилиндра D = 130 мм.

Определяем ход поршня:

S = D , мм. (2.41)

S = 130 1,1 = 143 мм.

Принимаем ход поршня S = 140 мм.

Определяем площадь поршня:

, смІ^. (2.42)

смІ.

Определяем рабочий объем цилиндра:

, л. (2.43)

л.

Определяем среднюю скорость поршня

^,м/_с. (2.44)

^м/_с.

Определяем значение расчетной эффективной мощности:

, кВт. (2.45)

где - количество цилиндров двигателя,

Дизельный процесс:

кВт;

;

Газодизельный процесс:

кВт;

.

При проведении теплового расчёта аналитическим путём определили основные энергетические (,), экономические (,) и конструктивные (D, S, V_л) параметры проектируемого двигателя.

2.2 Построение индикаторных диаграмм

Построение свернутой индикаторной диаграммы ДВС производится по данным теплового расчета. Диаграмму следует строить в прямоугольных координатах p - S, где p-давление в цилиндре, а S - ход поршня.

Для построения были взяты следующие масштабы:

Масштаб давления:

^МПа/_мм чертежа;

Масштаб перемещения поршня:

^мм•S/_мм чертежа.

От начала координат в масштабе по оси абсцисс откладывают значение приведенной высоты камеры сжатия и хода поршня. При этом:

, мм, (2.46)

мм.

Абсцисса точки на индикаторной диаграмме дизеля определится по уравнению:

, мм, (2.47)

Дизельный процесс:

мм.

Газодизельный процесс:

мм.

По оси ординат в масштабе откладываются величины давления в характерных точках a, c, z', z, b, r диаграммы, а также значения атмосферного давления и давления наддува .

Дизельный процесс:

=0,100 МПа;

=0,175 МПа;

=0,1573 МПа;

=7,430 МПа;

=11,14 МПа;

=0,1575 МПа;

=0,467 МПа;

Газодизельный процесс:

=0,100 МПа;

=0,175 МПа;

=0,1574 МПа;

=7,430 МПа;

=12,640 МПа;

=0,140 МПа;

=0,475 МПа;

Построение политроп сжатия и расширения осуществляется по промежуточным точкам. Значения давления в промежуточных точках политропы сжатия подсчитываются по выражению

, МПа, (2.48)

а для политропы расширения по выражению

, МПа. (2.49)

Таблица 2.1 - Величины давлений в промежуточных точках политропы сжатия и политропы расширения в дизельном и газодизельном процессах

№ точки	Sx, мм	Дизельный процесс	Газодизельный процесс
		Политропа сжатия	Политропа расширения	Политропа сжатия	Политропа расширения
		px/мp, мм	рх, МПа	px/мp, мм	рх, МПа	px/мp, мм	рх, МПа	px/мp, мм	рх, МПа
1	20	16,1	1,61	44,5	4,45	16,1	1,61	45,7	4,57
2	30	9,3	0,93	26,5	2,65	9,3	0,93	27,2	2,72
3	40	6,3	0,63	18,3	1,83	6,3	0,63	18,9	1,89
4	50	4,6	0,46	13,8	1,38	4,6	0,46	14,2	1,42
5	60	3,6	0,36	10,9	1,09	3,6	0,36	11,2	1,12
6	70	2,9	0,29	8,9	0,89	2,9	0,29	9,2	0,92
7	80	2,4	0,24	7,5	0,75	2,4	0,24	7,8	0,78
8	90	2,1	0,21	6,5	0,65	2,1	0,21	6,7	0,67
9	100	1,8	0,18	5,7	0,57	1,8	0,18	5,8	0,58

Для скругления индикаторной диаграммы необходимо воспользоваться диаграммой фаз газораспределения. Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна . Это значение взято из технической документации двигателя.

Перестроение индикаторной диаграммы в развёрнутую по углу поворота коленчатого вала обычно осуществляют по методу профессора Ф.А. Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строят вспомогательную полуокружность радиусом =S/2. Затем полуокружность делят на дуги, охватывающие углы 20^?, и точки соединяют радиусами с центром. Далее из центра полуокружности (точка О) в сторону н.м.т. откладывают поправку Брикса, орпеделяемую по выражению:

мм.

Полуокружность делят лучами из центра О на несколько частей, а из центра Брикса (точка О') проводят линии, параллельные этим лучам. Точки, полученные на полуокружности соответствуют определённым углам . Из этих точек проводят вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы и полученные величины давлений откладывают на вертикали соответствующих углов . Развёртку индикаторной диаграммы обычно начинают от в.м.т. в процессе хода впуска. При этом следует учесть, что на свёрнутой индикаторной диаграмме давление отсчитывают от абсолютного нуля, а на развёрнутой от атмосферного давления, тем самым показывая избыточное давление над поршнем. Следовательно, давления в цилиндре двигателя, меньшие атмосферных, на развёрнутой диаграмме будут отрицательными. Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала, считаются положительными, а от колнечатого вала - отрицательными.

2.3 Кинематический расчет кривошипно-шатунного механизма

Расчёт кинематики КШМ сводится к определению пути, скорости и ускорения поршня. При этом принимается, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью (в действительности за счёт постоянно изменяющихся газовых нагрузок на поршень и деформации коленчатого вала ). Это допущение позволяет рассматривать все кинематические величины в виде функциональной зависимости от угла поворота коленчатого вала , который при пропорционален времени.

Перемещение поршня

Перемещение поршня рассматривается как сумма двух гармонических перемещений первого и = второго порядков.

, мм; (2.50)

Результаты вычислений перемещения поршня сводим в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 - Перемещение поршня в зависимости от угла п.к.в.

, град.	, мм	=, мм	, мм
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360	0 8 33 65 97 121 130 121 98 65 33 9 0	0 2 7 9 7 2 0 2 7 9 7 2 0	0 11 40 74 105 124 130 124 105 74 40 11 0

При повороте от в.м.т. до н.м.т. движение поршня происходит под влиянием перемещения шатуна вдоль оси цилиндра и отклонения его от этой оси. Вследствие совпадения направлений перемещений щатуна при движении кривошипа по первой четверти окружности (0-90⁰) поршень проходит больше половины своего пути. Это следует из уравнения (2.50). При движении кривошипа во второй четверти окружности (90-180⁰) направления перемещений шатуна не совпадают и поршень проходит меньший путь, чем за первую четверть.

Скорость поршня

При перемещении поршня, скорость его движения является величиной переменной и при постоянной частоте коленчатого вала зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения = R/L_ш и определяется по формуле:

, ^м/_с, (2.51)

Кривая скорости поршня строится сложением гармоник скорости первого и второго порядков.

Результаты расчётов сводим в таблицу 2.3.

Таблица 2.3. - Скорость поршня в зависимости от угла п.к.в.

, град.	, м/с	, м/с	, м/с
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360	0,0 7,49 12,97 14,97 12,97 7,49 0,0 7,49 12,97 14,97 12,97 7,49 0,0	0,0 1,88 1,88 0,0 1,88 1,88 0,0 1,88 1,88 0,0 1,88 1,88 0	0,0 9,37 14,85 14,98 11,09 5,61 0,0 5,61 11,09 14,98 14,85 9,37 0,0

Ускорение поршня

Ускорение поршня определяется по формуле:

, м/с ². (2.52)

Построение кривой проведено сложением гармоник ускорения первого и второго порядков.

Результаты расчётов сводим в таблицу 2.4.

Таблица 2.4 - Ускорение поршня в зависимости от угла п.к.в.

, град.	, м/с 2	, м/с 2	, м/с 2
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360	3450,0 2987,8 1725,2 0,4 -1724,5 -2987,4 -3450,0 -2988,2 -1725,9 -1,2 1723,8 2987,0 3450,0	1000,5 500,3 -500,1 -1000,5 -500,5 499,9 1000,5 500,7 -499,7 -1000,5 -500,9 499,5 1000,5	4450,5 3488,1 1225,1 -1000,1 -2225,0 -2487,5 -2449,5 -2487,5 -2225,6 -1001,7 1222,9 3486,5 4450,5

2.4 Динамический расчёт двигателя

Для расчета деталей кривошипно-шатунного механизма на прочность и выявление нагрузок на трансмиссию машин необходимо определить величины и характер изменения сил и моментов, действующих в двигателе. С этой целью производят динамический расчёт КШМ. Динамический расчёт КШМ заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ, а так же определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя.

Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу, силами трения и опорами двигателя.

Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

По характеру движения массы деталей КШМ можно разделить на движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна), совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна) и совершающие сложное плоскопараллельное движение (стержень шатуна).

Для упрощения динамического расчёта действительный КШМ заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Массу поршневой группы m_п считают сосредоточенной на оси поршневого пальца. Массу шатунной группы m_ш заменяют двумя массами, одна из которых m_шп - масса шатуна, приведённая к поршню, сосредоточена на оси поршневого пальца, другая m_шк - масса шатуна, приведённая к коленчатому валу - на оси кривошипа.

Величины этих масс определяются для большинства существующих конструкций автомобильных и тракторных двигателей по формулам:

,

.

При расчётах принимаем средние значения:

, кг, (2.53)

, кг, (2.54)

По прототипу проектируемого двигателя принимаем m_ш =6,2 кг.

Подставляя значение массы шатунной группы m_ш=6,2 кг в выражения (2.53) и (2.54), получим:

кг,

кг.

Масса кривошипа принимается по прототипу m_к=4,5 кг.

Масса поршневой группы m_п принята из данных прототипа и равна m_п=3,52 кг.

Таким образом, система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная КШМ, состоит из массы имеющей возвратно - поступательное движение m_j и массы, имеющей вращательное движение m_R. m_j и m_R определяются по формулам (2.55) и (2.56).

, кг, (2.55)

, кг. (2.56)

, кг,

, кг.

Расчёт сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме

Силы давления газов

Силы давления газов, действующие на площадь поршня, для упрощения динамического расчёта заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси пальца. Её определяют для каждого момента времени (угла ) по индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчёта.

Значения Р_г, МПа заносим в таблицу 2.5.

Силы инерции

Силы инерции, действующие в КШМ, в соответствии с характером движения приведённых масс подразделяют на силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс Р_j и центробежные силы инерции вращающихся масс K_R.

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс определяется по формуле:

, кН, (2.57)

Знак минус показывает, что сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению.

При проведении динамических расчётов двигателей целесообразно пользоваться не полными, а удельными силами, отнесёнными к единице площади поршня.

Расчёты Р_j должны производится для тех же положений кривошипа (угла ) для которых определялись Р_г.

Удельная сила инерции, отнесённая к единице площади поршня, рассчитывается по формуле:

, МПа, (2.58)

Результаты расчётов всех значений угла сводим в таблицу 2.6

Центробежная сила инерции вращающихся масс

Центробежная сила инерции вращающихся масс определяется по формуле:

, Н, (2.59)

Эта сила постоянна по величине (при =const), действует по радиусу кривошипа и направлена от оси коленчатого вала.

Центробежная сила инерции является результирующей двух сил:

- силы инерции вращающихся масс шатуна

, кН, (2.60)

- силы инерции вращающихся масс кривошипа

, кН, (2.61)

, кН,

, кН,

, кН.

Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Суммарные силы (кН), действующие в КШМ, определяют алгебраическим сложением сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

, кН, (2.62)

Результаты вычислений силы сводим в таблицу 2.7.

Сила N, действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра. Определяется по формуле:

, кН, (2.63)

Результаты вычислений силы N сводим в таблицу 2.8.

Сила S, действующая вдоль шатуна, воздействует на него и далее передаётся кривошипу. Определяется по формуле:

, кН, (2.64)

Результаты вычислений силы S сводим в таблицу 2.9.

От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы: сила, направленная по радиусу кривошипа - К и тангенциальная сила Т, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа.

Сила К определится по формуле:

, кН, (2.65)

Результаты вычислений силы К сводим в таблицу 2.10.

Тангенциальная сила Т определяется по выражению:

, кН, (2.66)

Результаты вычислений силы Т сводим в таблицу 2.11.

Таблица 2.5 - Величина давления газов Р_г в зависимости от угла п.к.в.

, град.	Дизельный процесс	Газодизельный процесс
	Рг, МПа	Рг, МПа
0	0,0	0,0
20	0,0	0,0
40	0,0	0,0
60	0,0	0,0
80	0,0	0,0
100	0,0	0,0
120	0,0	0,0
140	0,0	0,0
160	0,0	0,0
180	0,0	0,0
200	0,0	0,0
220	0,0	0,0
240	0,1	0,1
260	0,2	0,2
280	0,3	0,3
300	0,5	0,5
320	1,1	1,1
340	2,4	2,4
360	7,0	7,0
370	10,7	12,1
380	6,4	6,4
400	3,1	3,2
420	1,7	1,7
440	1,0	1,1
460	0,7	0,7
480	0,5	0,5
500	0,5	0,5
520	0,4	0,4
540	0,4	0,4
560	0,4	0,4
580	0,4	0,4
600	0,3	0,3
620	0,3	0,3
640	0,2	0,2
660	0,2	0,2
680	0,1	0,1
700	0,1	0,1
720	0,1	0,1

Таблица 2.6 - Значение удельной силы инерции р_j в зависимости от угла п.к.в.

, град.	Рj, Н	pj, МПа
0	-17356,8	-1,5
20	-15632,2	-1,4
40	-10983,5	-1,0
60	-4774,5	-0,4
80	1332,4	0,1
100	6004,9	0,5
120	8679,4	0,8
140	9629,7	0,9
160	9654,3	0,9
180	9553,0	0,8
200	9654,6	0,9
220	9629,1	0,9
240	8676,3	0,8
260	5998,2	0,5
280	1322,3	0,1
300	-4786,2	-0,4
320	-10992,8	-1,0
340	-15638,3	-1,4
360	-17356,8	-1,5
370	-16913,8	1,5
380	-15626,1	-1,4
400	-10973,1	-1,0
420	-4762,9	-0,4
440	1342,5	0,1
460	6011,6	0,5
480	8682,5	0,8
500	9630,3	0,9
520	9654,0	0,9
540	9553,0	0,8
560	9654,8	0,9

Таблица 2.7 - Значения суммарной силы в зависимости от угла п.к.в.

, град.	Дизельный процесс	Газодизельный процесс
	, Н	, МПа	, Н	, МПа
0	-17356,8	-1,5	-17356,8	-1,5
20	-15632,2	-1,4	-15632,2	-1,4
40	-10983,5	-1,0	-10983,5	-1,0
60	-4774,5	-0,4	-4774,5	-0,4
80	1332,4	0,1	1332,4	0,1
100	6004,9	0,5	6004,9	0,5
120	8679,4	0,8	8679,4	0,8
140	9629,7	0,9	9629,7	0,9
160	9654,3	0,9	9654,3	0,9
180	9553,0	0,8	9553,0	0,8
200	9654,6	0,9	9654,6	0,9
220	9629,1	0,9	9629,1	0,9
240	9919,3	0,9	9919,3	0,9
260	7806,2	0,7	7806,2	0,7
280	4373,3	0,4	4373,3	0,4
300	863,8	0,1	863,8	0,1
320	984,2	0,1	984,2	0,1
340	11933,7	1,1	11933,7	1,1
360	61969,2	5,5	61969,2	5,5
370	102979,2	9,1	118686,2	10,5
380	56241,9	5,0	56919,9	5,0
400	24395,9	2,2	25412,9	2,2
420	13882,1	1,2	14560,1	1,3
440	12755,5	1,1	13207,5	1,2
460	13921,6	1,2	14260,6	1,3
480	14445,5	1,3	14784,5	1,3
500	14828,3	1,3	15054,3	1,3
520	14513,0	1,3	14626,0	1,3
540	14073,0	1,2	14073,0	1,2
560	13948,8	1,2	13948,8	1,2
580	13583,5	1,2	13583,5	1,2
600	12289,2	1,1	12289,2	1,1
620	9042,5	0,8	9042,5	0,8
640	3798,2	0,3	3798,2	0,3
660	-2876,9	-0,3	-2876,9	-0,3
680	-9648,2	-0,9	-9648,2	-0,9
700	-14740,4	-1,3	-14740,4	-1,3
720	-16791,8	-1,5	-16791,8	-1,5

Таблица 2.8 - Значения нормальной силы N в зависимости от угла п.к.в.

, град.	Дизельный процесс	Газодизельный процесс
		N, кН		N, кН
0	0,0	0,0	0,0	0,0
20	0,082	-1,3	0,082	-1,3
40	0,156	-1,7	0,156	-1,7
60	0,211	-1,0	0,211	-1,0
80	0,241	0,3	0,241	0,3
100	0,241	1,4	0,241	1,4
120	0,211	1,8	0,211	1,8
140	0,156	1,5	0,156	1,5
160	0,082	0,8	0,082	0,8
180	0,0	0,0	0,0	0,0
200	-0,082	-0,8	-0,082	-0,8
220	-0,156	-1,5	-0,156	-1,5
240	-0,211	-2,1	-0,211	-2,1
260	-0,241	-1,9	-0,241	-1,9
280	-0,241	-1,1	-0,241	-1,1
300	-0,211	-0,2	-0,211	-0,2
320	-0,156	-0,2	-0,156	-0,2
340	-0,082	-1,0	-0,082	-1,0
360	0,0	0,0	0,0	0,0
370	0,042	4,3	0,042	5,0
380	0,082	4,6	0,082	4,7
400	0,156	3,8	0,156	4,0
420	0,211	2,9	0,211	3,1
440	0,241	3,1	0,241	3,2
460	0,241	3,4	0,241	3,4
480	0,211	3,0	0,211	3,1
500	0,156	2,3	0,156	2,3
520	0,082	1,2	0,082	1,2
540	0,0	0,0	0,0	0,0
560	-0,082	-1,1	-0,082	-1,1
580	-0,156	-2,1	-0,156	-2,1
600	-0,211	-2,6	-0,211	-2,6
620	-0,241	-2,2	-0,241	-2,2
640	-0,241	-0,9	-0,241	-0,9
660	-0,211	0,6	-0,211	0,6
680	-0,156	1,5	-0,156	1,5
700	-0,082	1,2	-0,082	1,2
720	0,0	0,0	0,0	0,0

Таблица 2.9 - Значения силы S в зависимости от угла п.к.в.

, град.	Дизельный процесс	Газодизельный процесс
		S, кН		S, кН
0	1,0	-17,4	1,0	-17,4
20	1,003	-15,7	1,003	-15,7
40	1,012	-11,1	1,012	-11,1
60	1,022	-4,9	1,022	-4,9
80	1,029	1,4	1,029	1,4
100	1,029	6,2	1,029	6,2
120	1,022	8,9	1,022	8,9
140	1,012	9,7	1,012	9,7
160	1,003	9,7	1,003	9,7
180	1,0	9,6	1,0	9,6
200	1,003	9,7	1,003	9,7
220	1,012	9,7	1,012	9,7
240	1,022	10,1	1,022	10,1
260	1,029	8,0	1,029	8,0
280	1,029	4,5	1,029	4,5
300	1,022	0,9	1,022	0,9
320	1,012	1,0	1,012	1,0
340	1,003	12,0	1,003	12,0
360	1,0	62,0	1,0	62,0
370	1,001	103,1	1,001	118,8
380	1,003	56,4	1,003	57,1
400	1,012	24,7	1,012	25,7
420	1,022	14,2	1,022	14,9
440	1,029	13,1	1,029	13,6
460	1,029	14,3	1,029	14,7
480	1,022	14,8	1,022	15,1
500	1,012	15,0	1,012	15,2
520	1,003	14,6	1,003	14,7
540	1,0	14,1	1,0	14,1
560	1,003	14,0	1,003	14,0
580	1,012	13,7	1,012	13,7
600	1,022	12,6	1,022	12,6
620	1,029	9,3	1,029	9,3
640	1,029	3,9	1,029	3,9
660	1,022	-2,9	1,022	-2,9
680	1,012	-9,8	1,012	-9,8
700	1,003	-14,8	1,003	-14,8
720	1,0	-16,8	1,0	-16,8

Таблица 2.10 - Значения силы К в зависимости от угла п.к.в.

, град.	Дизельный процесс	Газодизельный процесс
		К, кН		К, кН
0	1,0	-17,4	1,0	-17,4
20	0,912	-14,3	0,912	-14,3
40	0,666	-7,3	0,666	-7,3
60	0,317	-1,5	0,317	-1,5
80	-0,064	-0,1	-0,064	-0,1
100	-0,411	-2,5	-0,411	-2,5
120	-0,683	-5,9	-0,683	-5,9
140	-0,866	-8,3	-0,866	-8,3
160	-0,968	-9,3	-0,968	-9,3
180	-1,0	-9,6	-1,0	-9,6
200	-0,968	-9,3	-0,968	-9,3
220	-0,866	-8,3	-0,866	-8,3
240	-0,683	-6,8	-0,683	-6,8
260	-0,411	-3,2	-0,411	-3,2
280	-0,064	-0,3	-0,064	-0,3
300	0,317	0,3	0,317	0,3
320	0,666	0,7	0,666	0,7
340	0,912	10,9	0,912	10,9
360	1,0	62,0	1,0	62,0
370	0,978	100,7	0,978	116,1
380	0,912	51,3	0,912	51,9
400	0,666	16,2	0,666	16,9
420	0,317	4,4	0,317	4,6
440	-0,064	-0,8	-0,064	-0,8
460	-0,411	-5,7	-0,411	-5,9
480	-0,683	-9,9	-0,683	-10,1
500	-0,866	-12,8	-0,866	-13,0
520	-0,968	-14,0	-0,968	-14,2
540	-1,0	-14,1	-1,0	-14,1
560	-0,968	-13,5	-0,968	-13,5
580	-0,866	-11,8	-0,866	-11,8
600	-0,683	-8,4	-0,683	-8,4
620	-0,411	-3,7	-0,411	-3,7
640	-0,064	-0,2	-0,064	-0,2
660	0,317	-0,9	0,317	-0,9
680	0,666	-6,4	0,666	-6,4
700	0,912	-13,4	0,912	-13,4
720	1,0	-16,8	1,0	-16,8

Таблица 2.11 - Значения силы Т в зависимости от угла п.к.в.

, град.	Дизельный процесс	Газодизельный процесс
		Т, кН		Т, кН
0	0,0	0,0	0,0	0,0
20	0,419	-6,5	0,419	-6,5
40	0,762	-8,4	0,762	-8,4
60	0,972	-4,6	0,972	-4,6
80	1,027	1,4	1,027	1,4
100	0,973	5,7	0,973	5,7
120	0,760	6,6	0,760	6,6
140	0,524	5,0	0,524	5,0
160	0,265	2,6	0,265	2,6
180	0,0	0,0	0,0	0,0
200	-0,419	-4,0	-0,419	-4,0
220	-0,762	-7,3	-0,762	-7,3
240	-0,972	-9,6	-0,972	-9,6
260	-1,027	-8,0	-1,027	-8,0
280	-0,973	-4,1	-0,973	-4,1
300	-0,760	-0,7	-0,760	-0,7
320	-0,524	-0,5	-0,524	-0,5
340	-0,265	-3,2	-0,265	-3,2
360	0,0	0,0	0,0	0,0
370	0,215	22,1	0,215	25,5
380	0,419	23,6	0,419	23,8
400	0,762	18,6	0,762	19,4
420	0,972	13,5	0,972	14,2
440	1,027	13,1	1,027	13,6
460	0,943	13,1	0,943	13,4
480	0,760	11,0	0,760	11,2
500	0,524	7,8	0,524	7,9
520	0,265	3,8	0,265	3,9
540	0,0	0,0	0,0	0,0
560	-0,419	-5,8	-0,419	-5,8
580	-0,762	-10,4	-0,762	-10,4
600	-0,972	-11,9	-0,972	-11,9
620	-1,027	-9,3	-1,027	-9,3
640	-0,973	-3,6	-0,973	-3,6
660	-0,760	2,2	-0,760	2,2
680	-0,524	5,1	-0,524	5,1
700	-0,265	3,9	-0,265	3,9
720	0,0	0,0	0,0	0,0

Сила К считается положительной, если она сжимает щёки колена. Сила Т принимается положительной, если направление задаваемого ею момента совпадает с направлением вращения коленчатого вала. По данным, полученным в результате решения уравнений, строим кривые изменения полных сил N, S, K, T.

3. Технологическая часть

3.1 Расчёт деталей двигателя

Расчёт поршня

Наиболее напряжённым элементом поршневой группы является поршень, воспринимающий высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основными функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача газовых сил давления с наименьшими потерями кривошипно-шатунному механизму. Поршень представляет собой достаточно сложную деталь как в отношении самой конструкции, так и в отношении технологии и подбора материала при его изготовлении.

При работе двигателя температура потока горящей топливо-воздушной смеси, омывающей днище поршня, сильно меняется от минимальной при пуске и прогреве двигателя до максимальной на режимах наибольших нагрузок. При этом максимальную температуру имеет днище поршня, а минимальную - юбка.

Значительная часть теплового потока от днища и огневого пояса поршня быстро уходит в стенку цилиндра через поршневые кольца и только часть теплоты передаётся на бобышки, а затем и в юбку поршня. При этом отвод теплоты от бобышек значительно меньше, чем от стенок юбок, которые контактируют со стенками цилиндра. В результате по оси бобышек поршень расширяется значительно больше и становится овальным. Оптимальная форма поршня для вновь проектируемого двигателя подбирается в результате кропотливых и длительных экспериментов.



Рисунок 3.1 - Схема поршня

Проверочный расчёт элементов поршня осуществляется без учёта переменных нагрузок, величина которых учитывается при установлении соответствующих допускаемых напряжений.

На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) имеем:

диаметр цилиндра D = 130 мм;

ход поршня S = 140 мм;

максимальное давление сгорания р_z = 12,64 МПа;

при частоте вращения n_н = 2000 мин^-1;

площадь поршня F_п = 133 смІ;

наибольшая нормальная сила N_max = 0,01076 МН;

масса поршневой группы m_п = 3,52 кг;

максимальная частота вращения n_х.х. max = 2200 мин^-1.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями принимаем:

высота поршня Н = 150 мм;

высота юбки поршня h_ю = 80 мм;

радиальную толщину кольца t = 5,2 мм;

радиальный зазор кольца в канавке поршня ?t = 0,8 мм;

толщина стенки головки поршня s = 13 мм;

толщина верхней кольцевой перемычки h_п = 6 мм;

число и диаметр масляных каналов в поршне n_м = 10 и d_м = 2 мм;

высота огневого (жарового) пояса е = 19,2 мм;

высота верхней части поршня h_I = 96 мм;

материал поршня - алюминиевый сплав, б_п = 22·10^{-6 1}/_К;

материал гильзы цилиндра - чугун, б_ц = 11·10^{-6 1}/_К.

Головка поршня в сечении х - х, ослабленная отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.

Напряжение сжатия (МПа) определяется по формуле:

, МПа, (3.1)

где МН - максимальная сжимающая сила, МН;

F_x-x - площадь сечения х-х, мІ.

Максимальная сжимающая сила определится по формуле:

, МН, (3.2)

, МН.

площадь сечения х-х F_x-x определяется по формуле:

, мІ, (3.3)

где - диаметр поршня по дну канавок, м;

- внутренний диаметр поршня, м;

- площадь продольного диаметрального сечения масляного канала, мІ.

Диаметр поршня по дну канавок определяется по формуле: