Меню Рубрики

Энергетические установки тепловой расчет двигателя

Курсовая работа: Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания

2.2 Параметры рабочего тела

2.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

2.7 Процессы расширения и выпуска

2.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

2.9 Эффективные показатели двигателя

2.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

2.11 Построение индикаторной диаграммы

3. Расчет внешней скоростной характеристики

4. Кинематика и динамика двигателя

4.1 Кинематический расчёт КШМ

4.1.1 Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна и длины шатуна

4.2 Динамический расчет двигателя

4.2.2 Приведение масс частей КШМ

4.2.3 Удельные и полные силы инерции

4.2.4 Суммарные силы давления газов

4.2.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

4.2.7 Силы, действующие на колено вала

4.3 Уравновешивание двигателя

4.3.1 Уравновешивание четырехцилиндрового рядного двигателя.

4.3.2 Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя

5. Расчёт основных деталей двигателя

5.1 Расчёт цилиндропоршневой группы

5.1.2 Расчет поршневого кольца

5.1.3 Расчет поршневого пальца

5.1.4 Расчет гильзы цилиндра

6. Расчет систем двигателя

6.1 Расчет элементов системы смазки

6.2 Расчет элементов системы охлаждения

Карбюраторные двигатели прошли длительный путь развития и достигли высокого совершенства. Однако перед конструкторами и эксплуатационниками стоит задача — обеспечить дальнейший существенный рост экономичности этих двигателей.

Для этого необходимо сокращение энергозатрат и уменьшение трудозатрат на их изготовление, техническое обслуживание и ремонт, снижение расхода металла, эксплуатационных материалов; облегчение условий труда персонала и управления двигателями; улучшение их экологических характеристик. Достижение более совершенных показателей возможно на основе применения прогрессивных конструктивных схем, рабочих процессов, конструкций систем узлов и деталей.

Максимальный относительный к.п.д., характеризующий степень совершенства действительного цикла, достигает у двигателей грузовых автомобилей на режимах, близких к полным нагрузкам, значений порядка 0,84—0,87. Это указывает на то, что дальнейшее улучшение рабочих процессов не может быть существенным, если не увеличивать степень сжатия двигателя.

Повышение степени сжатия является эффективным средством улучшения топливной экономичности карбюраторных двигателей на всех режимах работы. Однако этот путь требует или повышения октанового числа бензина, или снижения требований двигателя к антидетонационным качествам бензина. В связи с известными проблемами обеспечения поршневых д.в.с. жидкими топливами нефтяного происхождения дальнейшее повышение октанового числа бензина маловероятно.Поэтому активно разрабатываются различные способы снижения требований двигателя к антидетонационным качествам бензина. Одним из таких способов является использование винтовых впускных каналов в новых карбюраторных двигателях, ранее нашедших применение в дизелях. Интенсивное вращательное движение заряда в цилиндрах, создаваемое канала- ми в процессе впуска, приводит к заметному увеличению скорости сгорания и способствует благодаря этому уменьшению опасности возникновения детонации, так как сокращается время, в течение которого в последних порциях заряда развиваются очаги самовоспламенения. Переход к винтовым впускным каналам позволяет без изменения октанового числа бензина увеличить степень сжатия двигателя, в результате чего эксплуатационная экономичность двигателя улучшается на 3—4%.

Большие перспективы в направлении повышения топливной экономичности карбюраторных двигателей имеет применение электроники в системах питания и зажигания. Применение электроники позволяет повысить мощность искрового разряда, а при необходимости и изменять ее в зависимости от режима работы двигателя. Внедрение микропроцессорных систем зажигания улучшает топливную экономичность карбюраторных двигателей на 3—5%.

Еще больший эффект микропроцессорная техника дает в системах питания — карбюраторных или с впрыскиванием бензина, — поскольку она позволяет регулировать состав смеси не только в зависимости от скоростного и нагрузочного режимов, но также и в зависимости от теплового состояния двигателя. В отличие от традиционных карбюраторов системы питания с электронным управлением позволяют обеспечить оптимальный состав смеси во всем диапазоне режимов двигателя.

Применение микропроцессорной техники в системе питания обеспечивает экономию топлива в эксплуатационных условиях до 6—8%. Однако микропроцессорные системы работают по «жестким» программам и не могут автоматически изменять их, например, по мере изменения технического состояния двигателя (износ деталей, регулировка зазоров и т. д.), а также при изменении антидетонационных свойств бензина. В дальнейшем по мере развития электроники можно ожидать перехода к системам с автоматической адаптацией, которые сами изменяют программу дозирования смеси (или угол опережения зажигания) в зависимости от всего комплекса влияющих факторов.

В качестве оптимизируемого параметра для этих систем могут быть приняты различные показатели двигателя: топливная экономичность, токсичность отработавших газов, характер загрузки двигателя. Если, например, в качестве оптимизируемого параметра выбрана топливная экономичность, то адаптивная система на любом режиме и в любой момент времени должна обеспечить работу двигателя с максимально возможным значением эффективного к.п.д.

На основе исходых данных в настоящем курсовом проекте проводится тепловой расчет двигателя, в результате которого определяются основные энергетические, экономические и конструктивные параметры двигателя. По результатам теплового расчета производится построение индикаторной диаграммы, выполняется динамический, кинематический и прочностной расчеты.

1. Выбор исходных данных

Определение номинальной мощности и числа оборотов проектируемого двигателя. Определение мощности двигателя для проектируемого автомобиля производится из условия его движения на прямой передаче с максимальной скоростью Vmax на ровном горизонтальном участке асфальтобетонного шоссе.

1. Мощность двигателя, соответствующая максимальной скорости автомобиля:

где η – КПД трансмиссии грузового а/м, η = 0,8 – 0,92;

Ga – полный вес автомобиля, кг,

где Gо – собственный вес автомобиля, кг;

Gг – грузоподъемность автомобиля, кг;

fv = 0,021 – коэффициент сопротивления качению;

кF = 0,2 – фактор обтекаемости автомобиля, кг·с 2 /м 2 ;

Vmax = 95 км/ч – максимальная скорость автомобиля.

Nv = 9,81 · (4000· 0,021· 26,4+ 0,2 · 26,4 3 ) / 0,8 = 72,3 кВт.

2. Максимальная мощность двигателя:

где (nv /nN ) = 1,2 – отношение оборотов коленчатого вала двигателя при Vmax автомобиля к числу оборотов при Ne max .

Ne max = 72,3 / ( 1,2 + 1,2 2 – 1,2 3 ) = 79,3 кВт.

3. Число оборотов коленчатого вала двигателя, соответствующее Vmax :

где iк = 1 — передаточное отношение коробки передач на прямой передаче;

iо = 5,125 — передаточное отношение главной передачи;

rк – кинематический радиус колеса (радиус качения), rк = λ · rc : (5)

где λ – коэффициент радиальной деформации шины, λ = 0,93 – 0,95;

rс – статический радиус колеса, м.

nv = 95 · 1 · 5,125 /(0,377 · 0,325) = 3975 об/мин.

2. Тепловойрасчет

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя, а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя.

В соответствии с заданной степенью сжатия e = 9,3 в качетве топлива можно использовать бензин марки АИ-93.

Средний элементарный состав и молекулярная масса топлива:

С = 0,855; Н = 0,145 и

где С, Н-массовые доли углерода, водорода в 1кг топлива, кг.

Низшая теплота сгорания топлива:

(6)

Hu = 33,91 ∙ C + 125,60 ∙ H — 10,89 × (O-S) — 2,51 × (9 ∙ H + W) =

= 33,91 × 0,855 + 125,6 × 0,145 — 2,51 × 9 × 0,145 = 43900 кДж/кг.

2.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива:

(7)

(8)

Коэффициент избытка воздуха. Коэффициент избытка воздуха – отношение действительного количества воздуха, участвующего в сгорании 1 кг топлива, к теоретически необходимому количеству воздуха.

Стремление получить двигатель повышенной литровой мощности позволяет выбрать значение a=0,96 при nN =3310 об/мин, обеспечивающее максимальную скорость сгорания и достаточную экономичность.

, кмоль гор.см./кг топл.;(9)

;

Принимаем постоянную величину, зависящую от отношения количества водорода к окиси углерода, содержащихся в продуктах сгорания К=0,5.

Определяем количество отдельных компонентов продуктов сгорания:

(10)

(11)

;

(12)

(13)

(14)

;

Определяем суммарное количество продуктов сгорания:

кмоль пр.сг./кг топл; (15)

Проверка: (16)

2.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Давление и температура окружающей среды при работе двигателя без наддува рk = po = 0,1 Мпа и Тk = To =288 К.

Принимаем температуру остаточных газов, учитывая при этом значения коэфициента избытка воздуха, Тr = 1000 К.

Определяем давление остаточных газов:

С целью получения хорошего наполнения двигателя на номинальном скоростном режиме принимается температура подогрева свежего заряда ΔТN =20°C. Тогда:

Определяем плотность заряда на впуске:

(18)

где Rв =287 Дж/кг×град — удельная газовая постоянная для воздуха

Потери давления на при условии качественной обработки внутренней поверхности впускной системы можно принять ,

где b-коэффициент затухания скорости движения заряда;

xВП — коэффициент сопротивления впускной системы.

(19)

(20)

Определяем давление в конце впуска:

Мпа ;(21)

Вычисляем коэффициент остаточных газов:

(22)

Определяем температуру в конце впуска:

; К. (23)

Та =(288 + 20 + 0,051 × 1000) / (1 + 0,051) = 342 К.

Определяем коэффициент наполнения:

;(24)

.

Средний показатель адиабаты сжатия при e = 9,3 и рассчитанных значениях определяем по графику рис. 7. стр. 27 , .

Cредний показатель политропы сжатия принимаем несколько меньше. При выборе учитываем , что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается , а уменьшается по сравнению с более значительно,

, (25) принимаем .

Определяем давление в конце сжатия:

Мпа ;(26)

рс = 0,089 × 9,3 1 , 3576 = 1,84 Мпа.

Определяем температуру в конце сжатия:

К;(27)

Тс = 342 × 9,3 (1 , 3576 — 1) = 759,2 К.

Принимаем .

Средняя мольная теплоемкость в конце сжатия:

кДж/кмоль×град , (28)

где tc -температура смеси в конце сжатия:

К ;(29)

, (30)

где 23,611 и 24,041 – значения трудоёмкости продуктов сгорания соответственно при и , взятая по таблице 8, при α=0,96 .

кДж/кмоль×град ;(31)

Определяем коэффициент молекулярного изменения горючей смеси:

;(32)

.

Определяем коэффициент молекулярного изменения рабочей смеси:

(33)

.

Определяем количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания топлива при α 1,25 = 0,47 МПа;

Определяем температуру в конце процесса расширения:

(41)

Tb =2946 / 9,3 1 , 251 — 1 =1687 К.

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

К ;(42)

Тг =1687/.

2.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

Определяем теоретическое среднее индикаторное давление:

, МПа ;(43)

Определяем cреднее индикаторное давление:

МПа, (44)

где — коэффициент полноты диаграммы.

Определяем индикаторный к. п. д. и индикаторный удельный расход топлива:

(45)

hi = 1,168 × 14,96 × 0,96 / (43,9 × 1,21 × 0,8) = 0,395;

gi = 3600 / (43,9 × 0,395) = 208 г/кВт×ч.

2.9 Эффективные показатели двигателя

Предварительно приняв ход поршня мм, определяем среднее давление механических потерь для карбюраторного четырехцилиндрового двигателя:

МПа ;(6)

где — средняя скорость, м/c;

;(47)

Определяем среднее эффективное давление и механический к. п. д.:

Определяем эффективный к. п. д. и эффективный удельный расход топлива:

gе = 3600 / (43,9 × 0,347) = 236 г/кВт×ч.

Часовой расход топлива определяется:

Gт = 236 × 79,3 / 1000 = 18,71 кг/ч.

2.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

Определяем литраж двигателя:

, л , (53)

где t = 4 -тактность двигателя;

Nе -эффективная мощность двигателя, кВт.

Vл = 30 × 4 × 79,3 / 1,027 × 3310 = 2,8 л.

Определяем рабочий объем одного цилиндра:

, л ;(54)

Определяем диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят то:

, мм ;(55)

Окончательно принимаем

Основные параметры и показатели двигателя определяем по окончательно принятым значениям

, л ;(56)

Vл = 3,14 × 100 2 × 86 × 4 / 4 ×10 6 = 2,7 л.

Определяем площадь поршня:

, см 2 ;(57)

FП = 3,14 ×10 2 / 4 = 78,5 см 2 .

Определяем эффективную мощность:

Nе = 1,027 × 2,7 × 3310 / (30 × 4) = 76,5 кВт.

Определяем эффективный крутящий момент:

Ме =3 ×10 4 ×76,5 / (3,14 × 3310) = 220,81 Н×м.

Определяем часовой расход топлива:

GТ = 76,5 × 236 ×10 -3 = 18,05 кг/ч .

Литровая мощность двигателя:

, кВт/ л ;(61)

(62)

2.11 Построение индикаторной диаграммы

Индикаторную диаграмму строим для номинального режима работы двигателя, т.е. при , аналитическим методом.

Масштабы диаграммы: – масштаб хода поршня – масштаб давлений . Определяем приведенные величины, соответствующие рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания:

Определяем максимальную высоту диаграммы ( точка z ): МПа.

.

Определяем ординаты характерных точек:

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

(65)

Отсюда: МР = ра / МР ×(ОВ/ОХ) , мм;

рХ / МР =1,8×( 96,4 /ОХ ) 1 , 3576 , мм.

(66)

Отсюда: рХ / МР = (рb / МР )×(ОВ/ОХ) ,мм;

Результаты расчетов точек политроп сводим табл.2.1.

Таблица 2.1.- Результаты расчетов точек политроп.

Название: Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: курсовая работа Добавлен 14:00:24 16 января 2011 Похожие работы
Просмотров: 29484 Комментариев: 15 Оценило: 10 человек Средний балл: 4.8 Оценка: 5 Скачать
ОВ/ОХ Политропа сжатия Политропа расширения
1 10,4 9,3 20,64 36,8 1,84 (точка с) 16,24 151,4 7,57 (точка z)
2 12,1 8 16,83 30,3 1,52 13,45 126,4 6,32
3 13,8 7 14,04 25,3 1,27 11,39 107,1 5,36
4 19,3 5 8,890 16,0 0,8 7,477 70,3 3,52
5 24,1 4 6,567 11,8 0,59 5,657 53,2 2,66
6 32,1 3 4,444 8,0 0,4 3,948 37,1 1,86
7 48,2 2 2,562 4,6 0,23 2,378 22,4 1,12
8 64,3 1,5 1,734 2,5 0,125 1,66 15,6 0,78
9 96,4 1 1 1,8 0,089 (точка а) 1 9,4(точка b) 0,47

Теоретическое среднее индикаторное давление:

, (67)

где — площадь диаграммы (aczba), ,что очень близко к величине , полученной в тепловом расчете.

Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчетов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный , то фазы газораспределения необходимо устанавливать с учетом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки в пределах, принятых в расчете. В связи с этим:

· начало открытия впускного клапана (точка ) устанавливается за до прихода поршня в в. м. т.;

· закрытие ( точка ) – через 46º после прохода поршнем н. м. т.;

· начало открытия выпускного клапана ( точка ) принимается за 46º до прихода поршня в н. м. т.;

· закрытие ( точка ) – через 14º после прохода поршнем в. м. т.;

· учитывая быстроходность двигателя, угол опережения зажигания q=30°;

· продолжительность периода задержки воспламенения .

В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяем положение точек по формуле для перемещения поршня :

мм , (68)

где отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

(69)

где r = 43мм — радиус кривошипа; =160мм – длина шатуна.

Расчеты ординат точек сведены в табл. 2.2.

Таблица 2.2. — Результаты расчета ординат точек .

Точки Положение точек Расстояние точек от в. м. т. , мм
14º до в. м. т. 14 0,038 1,6
14º после в. м. т. 14 0,038 1,6
46º после н. м. т. 134 1,764 75,8
30 o до в.м.т. 30 0,168 7,2
23 o до в.м.т. 23 0,1 4,3
46º до н. м. т. 134 1,764 75,8

Положение точки определяется из выражения:

, МПа;(70)

Определяем действительное давление сгорания:

, МПа;(71)

МПа;

= 6,43 / 0,05 = 128,6 мм.

Нарастание давления от точки до составляет: где положение точки по горизонтали. Соединяя плавными кривыми точки с , с и далее с и кривой расширения, с и линией выпуска, получаем скруглённую действительную индикаторную диаграмму:

Определяем количество теплоты, введенной в двигатель с топливом:

Qo = 43900 × 18,05 / 3,6 = 220100 Дж/сек.

Определяем теплоту, эквивалентную эффективной работе за 1с:

Определяем теплоту, передаваемую охлаждающей среде:

QB =c×i×D 1+2m ×n m ×( Hu – ΔHu )/(×Hu ) , Дж/с, (74)

где с = 0,5 – коэффициент пропорциональности для четырехтактных двигателей;

m – показатель степени для четырехтактных двигателей при 3310,

D = 10 см – диаметр цилиндра,

Определяем теплоту, унесенную с отработавшими газами:

Qr = (Gt / 3,6)× , Дж/с, (75)

где и определены следующим образом:

а) по табл. 8 при α= 0,96, tг =727 0 С определяется методом интерполяции

= 25,46 кДж / (кмоль×град) – теплоемкость остаточных газов,

б) аналогично по табл. 6 при t =15 0 C определяются:

=20,806 кДж/(кмоль×град)

Qr =(18,05 / 3,6) × [0,532 × 33,36 × (1000-273) — 0,5 × 29,12 × (288-273)] = 64600 Дж/с.

Определяем теплоту, потерянную из-за химической неполноты сгорания топлива при α=0,96:

Qн.с =2456 × 18,05 / 3,6 = 12300 Дж/с.

Определяем неучтенные потери теплоты:

Qост =220100 – (76500 + 52000 + 64600 + 12300) = 14700 Дж/с.

Составляющие теплового баланса в Дж/с и процентах представлены в табл. 2.3.

Таблица 2.3.- Составляющие теплового баланса.

Составляющие Q, Дж/с. q, %.
Qe 76500 34,7
Qв 52000 23,6
Qг 64600 29,3
Qн.с. 12300 5,6
Qост 14700 6,8
Qо 220100 100

Для анализа работы автомобильных и тракторных двигателей используются различные характеристики: скоростные, нагрузочные, регуляторные, регулировочные и специальные. Обычно все характеристики получают экспериментальным путем.

Скоростная характеристика показывает изменение мощности, крутящего момента, расходов топлива и других параметров от частоты вращения коленчатого вала.

Скоростная характеристика, полученная при полном дросселе (карбюраторный двигатель), соответствующей номинальной мощности, называется внешней.

На основании теплового расчета, проведенного для режима номинальной мощности, получены следующие параметры, необходимые для расчета и построения внешней скоростной характеристики

1. Эффективная мощность Ne = 76,5 кВт;

2.Частота вращения коленвала при максимальной мощности nN =3310 об/мин;

3.Тактность двигателя t = 4;

6.Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 килограмма топлива l = 14,96 кг возд./ кг топл.;

7.Плотность заряда на впуске rк = r = 1,21 кг/м 3 ;

8.Коэффициент избытка воздуха a = 0,96;

9.Удельный эффективный расход топлива gеN = 236 г/(кВт×ч)

Расчетные точки скоростной характеристики.

Принимаем: nmin = 700 об/мин; nx1 -1350 об/мин; далее через каждые 650 об/мин и nN = 3310 об/мин.

Значение эффективной мощности:

Значение эффективного крутящего момента:

(79)

Значение среднего эффективного давления:

(80)

(81)

Среднее давление механических потерь:

(82)

Среднее индикаторное давление:

(83)

Индикаторный крутящий момент:

(84)

Удельный эффективный расход топлива:

(86)

Коэффициент избытка воздуха: принимаем при nmin =700 об/мин, =0,86, во всех остальных расчетных точках ==0,96.

(87)

Произведя расчёты параметров для различных расчётных режимов работы (n, об/мин), результаты сводим в таблицу 4.

nx показатели
Nex Mex pex Vпср pмx pix Mix gex Gтx αx ηvx
об/мин кВт Н∙м МПа м/с МПа МПа Н∙м г/кВтч кг/ч
700 18,8 256,6 1,193 2,01 0,057 1,25 268,7 242 4,55 0,86 0,85
1350 38,7 273,88 1,274 3,87 0,078 1,352 290,6 218 8,44 0,96 0,91
2000 57,3 273,72 1,273 5,73 0,099 1,372 294,9 209 11,97 0,96 0,88
2650 71,0 255,97 1,191 7,6 0,12 1,311 281,8 215 15,26 0,96 0,84
3310 76,5 220,81 1,027 9,49 0,141 1,168 251,1 236 18,05 0,96 0,8
3975 69,7 167,52 0,779 11,4 0,163 0,942 202,5 272 18,96 0,96 0,7

По расчетным данным, приведенным в табл. 4, строим внешнюю скоростную характеристику проектируемого двигателя.

, (88)

где Memax определен по скоростной характеристике.

4. Кинематика и динамика двигателя

4.1 Кинематический расчёт КШМ

4.1.1 Выбор отношения радиуса кривошипа к длине шатуна и длины шатуна

В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил величина отношения радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно была принята в тепловом расчете .

, мм , (89)

где R = 43 — радиус кривошипа, мм.

4.1.2 Перемещение поршня

Построив кинематическую схему кривошипно-шатунного механизма, устанавливаем, что ранее принятые значения и обеспечивает движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчета величин и делать не требуется.

Мφ = 3ْв мм через каждые 30ْ;

При j = 0 Vп = ±Vмах, а на кривой Sх – это точки перегиба.

, мм , (90)

где j- угол поворота коленчатого вала, град.

Расчет производим аналитически через каждые угла поворота коленчатого вала. Значения для при различных взяты из ([1] табл. 19 ) и занесены в расчетную табл. 5., вместе с вычисленным перемещением.

Определяем угловую скорость вращения коленчатого вала:

, рад/с ;(91)

4.1.3Скорость поршня

При перемещении поршня скорость его движения является величиной переменной и при постоянном числе оборотов зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения .

Скорость поршня найдем по формуле:

, м/с ;(92)

Значения для взяты из ( [1], табл. 20) и занесены в табл.5. вместе с вычисленной скоростью.

4.1.4 Ускорение поршня

, м/с 2 . (93)

Значения для взяты из ( [1], табл. 21) и занесены в табл.5. вместе с вычисленным ускорением.

Таблица 5.- Вычисленые параметры кинематического расчета.

0,0000 0,000 0,0000 0,0 1,2690 6532
30 0,1676 7,2 0,6165 9,2 1,0005 5150
60 0,6009 25,8 0,9825 14,6 0,3655 1881
90 1,1009 47,3 1,0000 14,9 -0,2690 -1385
120 1,6009 68,8 0,7495 11,2 -0,6345 -3266
150 1,8996 81,7 0,3835 5,7 -0,7315 -3766
180 2,0000 86 0,0000 0,0 -0,7310 -3763
210 1,8996 81,7 -0,3835 -5,7 -0,7315 -3766
240 1,6009 68,8 -0,7495 11,2 -0,6345 -3266
270 1,1009 47,3 -1,0000 -14,9 -0,2690 -1385
300 0,6009 25,8 -0,9825 -14,6 0,3655 1881
330 0,1676 7,2 -0,6165 -9,2 1,0005 5150
360 0,0000 0,000 0,0000 0,0 1,2690 6532

4.2. Динамический расчет двигателя

Индикаторную диаграмму полученную в тепловом расчете, развертываем по углу поворота кривошипа по методу Брикса.

Определяем поправку Брикса:

где MS — масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме, мм в мм.

Определяем масштабы развернутой диаграммы: соответственно давлений и удельных сил, полных сил, угла поворота кривошипа:

Mр=0,05× 0,00785×10 6 =392,5 Н в мм;

По развернутой диаграмме определяем значения избыточного давления над поршнем Dрг =pг — p и заносим в графу 2, табл.6. динамического расчёта, в таблице даны значения углов поворота коленчатого вала φ через каждые 30 0 , а так же при φ=375 0 .

По Δ рг определяем значения Рг и заносим в графу 3, табл.6.

(95)

4.2.2 Приведение масс частей КШМ

По табл. 22 [1] с учетом диаметра цилиндра, отношения S/D, рядного расположения цилиндров производим расчеты:

Определяем массу поршневой группы:

Для поршня из алюминиевого сплава принято m ¢ п =150 кг/м 2

Для стального кованного шатуна принимаем m ¢ ш =200 кг/м 2

Определяем массу неуравновешенных частей одного колена без противовесов:

Для литого чугунного вала принято m ¢ к =200 кг/м 2 .

Определяем массу шатуна, сосредоточенную на оси поршневого пальца:

Определяем массу шатуна, сосредоточенную на оси кривошипа:

Определяем массы, совершающие возвратно-поступательное движение:

Определяем массы, совершающие вращательное движение:

4.2.3 Удельные и полные силы инерции

Из табл см из киниматики 8 переносим значение j в графу 4, табл 6 и определяем значения силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (графа 5).

Определяем центробежную силу инерции вращающихся масс:

КR = -2,708 × 0,043 × 346 2 = -13940 Н.

Определяем центробежную силу инерции вращающихся масс шатуна:

КR.ш = -1,138 × 0,043 × 346 2 = -5858 Н.

Определяем центробежную силу инерции вращающихся масс кривошипа:

КR.к = -1,57 × 0,043 × 346 2 = -8082 Н.

Таблица 6.- Результаты расчёта сил давления газов, а так же полных сил инерции

φ 0 Δрг ,МПа Рг j,м/с 2 Рj
+0,018 141,3 +6532 -10530
30 -0,011 -86,4 +5150 -8302
60 -0,011 -86,4 +1881 -3032
90 -0,011 -86,4 -1385 +2233
120 -0,011 -86,4 -3266 +5265
150 -0,011 -86,4 -3766 +6071
180 -0,011 -86,4 -3763 +6066
210 -0,011 -86,4 -3766 +6071
240 -3266 +5265
270 +0,050 +392,5 -1385 +2233
300 +0,230 +1805,5 +1881 -3032
330 +0,800 +6280 +5150 -8302
360 +2,200 +17270 +6532 -10530
375 +6,330 +49690,5 +6172 -9949
390 +3,750 +29437,5 +5150 -8302
420 +1,500 +11775 +1881 -3032
450 +0,700 +5495 -1385 +2233
480 +0,500 +3925 -3266 +5265
510 +0,325 +2551,3 -3766 +6071
540 +0,175 +1373,8 -3763 +6066
570 +0,050 +392,5 -3766 +6071
600 +0,018 +141,3 -3266 +5265
630 +0,018 +141,3 -1385 +2233
660 +0,018 +141,3 +1881 -3032
690 +0,018 +141,3 +5150 -8302
720 +0,018 +141,3 +6532 -10530

4.2.4 Суммарные силы давления газов

Определяем силу, сосредоточенную на оси поршневого пальца графа 2, табл. 7.

Значения tg b определяем ([1] табл. 23) и заносим в графу 3, табл. 7.

Определяем нормальную силу, результаты заносим в графу 4, табл. 7

Определяем удельную силу, действующую вдоль шатуна, графа 6,

Значения (1/cos b) ([1] табл. 24) заносим в графу 5 табл 7.

Определяем силу, действующую по радиусу кривошипа и заносим в графу 8, табл. 7.

Значения [cos(j+b)/cos b] ([1] табл.25) заносим в графу 7,табл 7.

Определяем тангенциальную силу и заносим в графу 10, табл 7.

Значения [sin(j+b)/cos b] ([1] табл.26) заносим в графу 9, табл 7.

Строим кривые Рj, Р, N, S, K, T.

Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

— по данным теплового расчёта:

(112)

— по площади, заключённой между кривой Т и осью абсцисс:

(113)

— ошибка:

Результаты вычислений заносим в табл.7

Таблица 7.- Результаты расчёта суммарных сил, действующих в кривошипно- шатунном механизме

-10388,7 1,000 -10389 1 -10389 30 -8388,4 0,1355 -1137 1,009 -8464 0,7983 -6696 0,6175 -5180 -222,7 60 -3118,4 0,2381 -742 1,0278 -3205 0,2938 -916 0,9846 -3070 -132 90 2146,6 0,2869 594 1,0377 2227 -0,2769 -594 1 2147 92,3 120 5178,6 0,2381 1233 1,0278 5323 -0,7062 -3657 0,7474 3870 166,4 150 5984,6 0,1355 811 1,009 6038 -0,9337 -5588 0,3825 2289 98,4 180 5979,6 1 5979,6 -1 -5979,6 210 5984,6 -0,1355 -811 1,009 6038 -0,9337 -5588 -0,3825 -2289 -98,4 240 5265 -0,2381 -1254 1,0278 5411 -0,7062 -3718 -0,7474 -3935 -169,2 270 2625,5 -0,2769 -727 1,0377 2724 -0,2769 -727 -1 -2626 -112,9 300 -1226,5 -0,2381 292 1,0278 -1261 0,2938 -360 -0,9846 1208 51,9 330 -2022 -0,1355 274 1,009 -2040 0,7983 -1614 -,06175 1248 53,7 360 6740 1 6740 1 6740 375 39741,5 0,0697 2770 1,0025 39841 0,9426 37460 0,3243 12888 554,2 390 21135,5 0,1355 2864 1,009 21326 0,7983 16872 0,6175 13051 561,2 420 8743 0,2381 2082 1,0278 8986 0,2938 2569 0,9846 8608 370,1 450 7728 0,2769 2140 1,0377 8019 -0,2769 -2140 1 7728 332,3 480 9190 0,2381 2188 1,0278 9445 -0,7062 -6490 0,7474 6869 295,4 510 8622,3 0,1355 1168 1,009 8700 -0,9337 -8051 0,3825 3298 141,8 540 7439,8 1 7440 -1 -7440 570 6463,5 -0,1355 -876 1,009 6522 -0,9337 -6035 -0,3835 -2472 -106,3 600 5406,3 -0,2381 -1287 1,0278 5557 -0,7062 -3818 -0,7474 -4041 -173,8 630 2374,3 0,2769 -657 1,0377 2464 -0,2769 -657 -1 -2374 -102,1 660 -2890,7 -0,2381 688 1,0278 -2971 0,2938 -849 -0,9846 2846 122,4 690 -8160,7 -0,1355 1106 1,009 -8234 0,7983 -6515 -0,6175 5039 216,7 720 -10388,7 1 -10389 1 -10389

Крутящий момент одного цилиндра

Значения Мкр.ц заносим в графу 11, табл 7.

Определяем период изменения крутящего момента чутырехтактного двигателя с равными интервалами между величинами:

Суммирование значений крутящих моментов всех четырех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (табл.4.3.) через каждые 10˚ угла поворота коленчатого вала.

Таблица 4.3. Результаты расчета крутящего момента

По полученным в табл 8. данным Мкр строим график в масштабе

Мм = и Мφ =3º в мм.

Определяем средний крутящий момент двигателя:

– по данным теплового расчета:

Мкр.ср. = 220,81 / 0,879 = 251,2 Н×м.

– по площади, заключенной под кривой Мкр :

Мкр.ср = (904-40) · 16,878 / 60 = 243 Н×м.

Определяем максимальные и минимальные крутящие моменты:

4.2.6 Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала

Для проведения расчета результирующей силы, действующей на шатунную шейку рядного двигателя составляем табл. 8. Значения силы Т переносим из табл. 7, в табл. 9.

Суммарная сила, действующая по радиусу кривошипа:

Результирующая сила Rшш подсчитывается графическим сложением векторов сил Т и Рк при построении полярной диаграммы.

Масштаб сил на полярной диаграмме: Мр / = Мр /2 = 392,5/2 = 196,25 Н в мм чертежа.

Значения Rшш для различных φ заносим в таблицу 9 и по ним же строим диаграмму Rш.ш в прямоугольных координатах.

По развернутой диаграмме Rш.ш определяем :

где ОВ=240мм – длина развёрнутой диаграммы;

F = 10552 мм 2 – площадь под кривой Rш.ш .

Rш.ш.ср = 196,25 . 10552 / 240 = 10552 Н;

Rш.ш.max = 16247 Н ; Rш.ш.min = 200 Н.

По полярной диаграмме строим диаграмму износа шейки. Сумму сил Rш.ш.i , действующих по каждому лучу диаграммы износа (от 1 до 12), определяем с помощью таблицы 10. По диаграмме износа определяем положение оси масляного отверстия (м =75º).

4.2.7 Силы, действующие на колено вала

Определяем суммарную силу, действующую на колено вала по радиусу кривошипа:

Результаты заносим в табл.9.

Результирующую силу, действующую на колено вала Rk , определяем по диаграмме Rш.ш. . Векторы из полюса Ок до соответствующих точек на полярной диаграмме в масштабе Мр / =196,25 Н в мм выражают силы Rk , значения которых для различных j°заносим в таблицу 9.

Таблица 9 Результаты расчета сил действующих на колено вала.

Силы, Н
Т РК Rш.ш КРК RK
-16247 16247 -24329 24329
30 -5180 -12554 13581 -20636 21000
60 -3070 -6774 7437 -14856 14915
90 2147 -6452 6800 -14534 14719
120 3870 -9515 10272 -17597 18055
150 2289 -11446 11673 -19528 19625
180 -11838 11838 -19920 19920
210 -2289 -11446 11673 -19528 19527
240 -3935 -9576 10353 -17658 18055
270 -2626 -6585 7089 -14667 14719
300 1208 -6218 6334 -14300 14130
330 1248 -7472 7575 -15554 15602
360 882 882 -7200 7200
375 12888 31602 34129 23520 26886
390 13051 11014 17077 2932 13247
420 8608 -3289 9215 -11371 14130
450 7728 -7998 11122 -16080 17760
480 6869 -12348 14130 -20430 21588
510 3298 -13909 14295 -21991 22176
540 -13298 13298 -21380 21380
570 -2472 -11893 12147 -19975 20018
600 -4041 -9676 10486 -17758 18251
630 -2374 -6515 6934 -14597 14522
660 2846 -6707 7286 -14789 14326
690 5039 -12373 13360 -20455 21195
720 -16247 16247 -24329 24329

Таблица 10.- Значения Rш.шi , для лучей

Rш.шi Значения Rш.шi , кН , для лучей
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Rш.ш0 16,2 16,2 16,2 16,2 16,2
Rш.ш30 13,6 13,6 13,6 13,6
Rш.ш60 7,4 7,4 7,4 7,4
Rш.ш90 6,8 6,8 6,8 6,8
Rш.ш120 10,3 10,3 10,3 10,3
Rш.ш150 11,7 11,7 11,7 11,7
Rш.ш180 11,8 11,8 11,8 11,8 11,8
Rш.ш210 11,7 11,7 11,7 11,7
Rш.ш240 10,4 10,4 10,4 10,4
Rш.ш270 7,1 7,1 7,1 7,1
Rш.ш300 6,3 6,3 6,3 6,3
Rш.ш330 7,6 7,6 7,6 7,6
Rш.ш360 0,9 0,9 0,9 0,9
Rш.ш390 17,1 17,1 17,1 17,1
Rш.ш420 9,2 9,2 9,2 9,2
Rш.ш450 11,1 11,1 11,1 11,1
Rш.ш480 14,1 14,1 14,1 14,1
Rш.ш510 14,3 14,3 14,3 14,3
Rш.ш540 13,3 13,3 13,3 13,3 13,3
Rш.ш570 12,1 12,1 12,1 12,1
Rш.ш600 10,5 10,5 10,5 10,5
Rш.ш630 6,9 6,9 6,9 6,9
Rш.ш660 7,3 7,3 7,3 7,3
Rш.ш690 13,4 13,4 13,4 13,4 13,4
ΣRш.ш.i 223,9 212,8 134,4 0,9 18 18 27,2 37,4 153,4 233,1

4.3 Уравновешивание двигателя

Силы и моменты в КШМ непрерывно изменяются и, если они не уравновешены, то вызывают вибрацию двигателя, передающейся раме автомобиля.

4.3.1 Уравновешивание четырехцилиндрового рядного двигателя

Порядок работы двигателя 1-3-4-2. Кривошип расположен под углом 180º.

Силы инерции первого порядка и их моменты при указанном расположении кривошипов взаимноуравновешивается: ΣРjI =0; ΣМjI =0.

Центробежные силы для всех цилиндров равны и направлены попарно в разные стороны. Равнодействующая этих сил и момент равны нулю: ΣКR =0; ΣМR =0.

Суммарный момент от сил инерци второго порядка также равен нулю: ΣМjII =0.

Силы инерции второго порядка для всех цилиндров равны и направленны в одну сторону.

Для разгрузки коленвала от действия местных центробежных сил применяем противовесы.

В целях разгрузки коренных шеек от местных инерционных сил целесообразно установить противовесы на продолжении щек, прилегающих к ним.

Определяем равнодействующую силу инерции второго порядка:

ΣРjII = 4×РjII = 4×mj ×R×, (121)

где mj = 1,612 кг – массы, совершающие возвратно-поступательное движение;

;

w = 346 рад/с – угловая скорость вращения коленчатого вала;

ΣРjII = 4×1,612×0,043×

Определяем силу инерции одного противовеса:

где l = 116 мм (см. рисунок 5.1)

Рпр = — 0,5× -8926 ×116 / 85 = 6093 Н.

Масса каждого противовеса:

mпр = Рпр /(), (123)

где ρ = 0,04 м – расстояние центра тяжести общего противовеса от оси коленчатого вала

mпр = 6093 / (0,04 × 346 2 ) = 1,27 кг.

Рис. 5.1. Схема сил инерции действующих в четырехцилиндровом рядном двигателе.

4.3.2 Равномерность крутящего момента и равномерность хода двигателя

Из динамического расчета имеем максимальный крутящий момент Мкр.max =636,1 Н×м; минимальный индикаторный крутящий момент Мкр.min = -104,9 Н×м и средний индикаторный крутящий момент Мкр.ср =243 Н×м.

Определяем равномерность крутящего момента:

Определяем избыточную работу крутящего момента:

Lизб. =·MM ·Mφ΄ ,Дж , (125)

где Mφ΄ –масштаб угла поворота вала на диаграмме Мкр. , рад/мм;

F¢= 357 мм 2 -площадь над прямой среднего крутящего момента;

Lизб. = 357 × 16,878 ×0,0523 = 315,1 Дж.

Принимаем коэффициент неравномерности хода двигателя δ=0,01.

Определяем момент инерции движущихся масс двигателя, приведенных к оси коленчатого вала:

Iо = 315,1 / (0,01×346 2 ) = 0,263 кг·м 2 .

5. Расчёт основных деталей двигателя

Расчет деталей с целью определения напряжений и деформаций, возникающий при работе двигателя, производится по формулам сопротивления материалов и деталей машин. До настоящего времени большинство из используемых расчетных выражений дают лишь приближенные значения напряжений.

Несоответствие расчетных и фактических данных объясняется различными причинами, основными из которых являются: отсутствие действительной картины распределения напряжений в материале рассчитываемой детали; использование приближенных расчетных схем действия сил и места их приложения; наличие трудно учитываемых знакопеременных нагрузок и невозможность определения их действительных значений; трудность определения условий работы многих деталей двигателя и их термических напряжений; влияние неподдающихся точному расчету упругих колебаний; невозможность точного определения влияния состояния поверхности, качества обработки (механической или термической), размеров детали и т.д. на величину возникающих напряжений.

В связи с этим применяемые методы расчета позволяют получить напряжения и деформации, являющиеся лишь условными величинами и характеризующие только сравнительную напряженность рассчитываемой детали.

5.1 Расчёт цилиндропоршневой группы

На основании данных теплового расчёта скоростной характеристики получили что:

– Максимальное давление сгорания pz =7,57МПа, при nN =3310 об/мин и действительном давлении сгорания pzd =6,43МПа;

– Площадь поршня Fп =78,5см 2 ;

– Наибольшая нормальная сила Nmax =2864 H, при φ=390 0 ;

– Масса поршневой группы mn =1,18 кг;

– Обороты максимальной скорости, nxx =3975 об/мин, при λ=0,269.

В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учётом соотношений принимаем по таблице 51 [1]:

– Толщина днища поршня δ=9мм;

– Высота юбки поршня hю =75мм;

– Радиальная толщина кольца t=4мм;

– Задиальный зазор кольца в канавке поршня: Δt=0,9мм;

– Толщина стенки головки поршня S=7мм;

– Толщина первой кольцевой перемычки hп =5мм;

– Число масляных каналов в поршне nм / =4 шт;

– Диаметр масляного канала dм =0,9 мм.

Материал поршня – высококремнистый аллюминивый сплав.

αп = 25 . 10 -6 1/град. – коэффициент линейного расширения материала поршня.

Материал гильзы цилиндра – серый чугун.

Напряжение изгиба в днище поршня:

где, ri = (D/2)-(S + t + Δt) = (100/2)-(7 + 4 + 0,9) = 38,1мм.

σиз = 7,57 . (38,1/9) 2 = 135,7 МПа.

Днище поршня должно быть усилено рёбрами жёсткости.

При наличии у днища рёбер жёсткости расчётное напряжение не превышает допустимого значения [σиз ]=50÷150МПа.

Напряжение сжатия в сечении х-х:

где Рzmax = рz . Fп = 7,57 . 78,5 . 10 -4 = 0,059 МН – максимальная сила давления газов на днище поршня.

где F / — площадь продольного диаметрального сечения масляного канала, мм.

где – диаметр поршня по дну канавок;

.

.

Напряжение разрыва в сечении Х-Х. Сила инерции возвратно-поступательного движущихся масс определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя.

– Максимальная угловая скорость холостого хода:

, (132)

рад/с.

– Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х, определяется по геометрическим размерам ил по формуле:

(133)

кг.

– Сила инерции возвратно-поступательного движущихся масс определяется для режима максимальной частоты вращения при холостом ходе двигателя.

Максимальная разрывающая сила:

(134)

МН.

(135)

МПа

= 2,78 МПа . рzмах . D / hп (136)

Мпа.

(137)

Мпа.

(138)

Мпа.

= 16,6 МПа 5 МПа – модуль упругости материала кольца.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:

, (145)

где Ао = 3,3∙t = 3,3∙4 = 13,2 мм – разность мужду величинами зазоров замка кольца в свободном рабочем состоянии.

Мпа.

При снижении частоты вращения двигателя и увеличении диаметра цилиндра величина рср. должна иметь значение ближе к нижнему пределу. Для определения хорошей приработки кольца и надежного уплотнения давления р кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности должно изменяться по эпюре. Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности:

, (146)

где — для различных углов взято из таблицы.

Результаты подсчета р заносим в таблицу 11

Таблица 11- Давление кольца на стенку цилиндра.

, град 30 60 90 120 150 180
1,05 1,05 1,14 0,9 0,45 0,67 2,85
р, МПа 0,152 0,152 0,165 0,13 0,065 0,097 0,413

По данным табл 11, строим эпюру давлений кольца на стенку цилиндра.

Значительное повышение давления у замка способствует равномерному износу кольца по окружности.

Напряжения изгиба кольца в рабочем состоянии:

(147)

МПа

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

, (148)

МПа

где m = 1,57 – коэффициент, зависящий от способа надевания кольца;

Монтажный зазор в замке поршневого кольца в холодном состоянии:

(149)

где минимальный допустимый зазор в замке кольца во время работы двигателя;

Тк =488 К; Тц =388 К; Т =288 К – соответственно температура кольца, стенок цилиндра, принятые с учетом водяного охлаждения;

То – начальная температура цилиндра и кольца;

==1/град.

5.1.3 Расчет поршневого пальца

Во время работы двигателя поршневой палец подвергается воздействию переменных нагрузок, приводящих к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. В соответствии с указанными условиями работы к материалам, применяемым для изготовления пальцев, предъявляются требования высокой прочности и вязкости. Этим требованиям удовлетворяют цементированные малоуглеродистые и легированные стали.

Расчет поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки, а также напряжений от изгиба, среза и овализации.

Основные конструктивные размеры поршневого пальца берем из таблицы 51[1]:

Принимаем nм =1650 об/мин при Mmax = 277 Н∙м;

Наружный диаметр пальца dп = 28 мм;

Внутренний диаметр пальца dВ = 18,2 мм;

Длина втулки шатуна Lш = 33 мм;

Расстояние между торцами бобышек b = 37 мм;

Материал поршневого пальца – сталь 15Х, Е=2∙10 5 МПа;

Расчетная сила, действующая на поршневой палец:

(150)

МН

(151)

МН,

где ωМ = π ∙ n /30 = 3,14 ∙ 1650 / 30=173 рад/с.

(152)

МН,

где k – коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца; k=0,76÷0,86; принимаем k=0,83.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

(153)

Мпа.

Удельное давление пальца на бобышки:

(154)

Мпа.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца:

(155)

где — отношение внутреннего диаметра к наружному;

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

(156)

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

(157)

Напряжения, возникающие при овализации пальца на внешней и внутренней поверхностях, определяют для горизонтальной и вертикальной плоскостей по следующим формулам:

Напряжение на внешней поверхности пальца:

– В горизонтальной плоскости (точки 1; Ψ=0º):

– В вертикальной плоскости (точки 3; Ψ=90º):

(159)

Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

– В горизонтальной плоскости (точки 2; Ψ=0º)::

(160)

– В вертикальной плоскости (точки 4; Ψ=90º):

(161)

5.1.4 Расчет гильзы цилиндра

Диаметр цилиндра D = 100 мм;

Максимальное давление сгорания рz = 7,57 МПа ;

Материал гильзы цилиндра – чугун, = 11∙10 -6 1/К;

μ = 0,24 — коэффициент Пуассона для чугуна;

Толщина стенки гильзы цилиндра бг = 8 мм;

σz = 60 МПа – допустимое напряжение на растяжение для чугуна;

ΔТ= 110 К- перепад температур между внутренней и наружной поверхностью гильзы

Толщина стенки гильзы цилиндра выбирается конструктивно: δг = 8 мм.

Расчетная толщина стенки гильзы цилиндра:

δг.р = 0,5 ∙ D ∙ [] (162)

δг.р = 0,5∙ 100 ∙ ]= 6 мм;

Толщина стенки гильзы выбрана с некоторым запасом прочности, т.к. δг. > δг.р.

Напряжение растяжения от действия максимального давления:

Температурные напряжения в гильзе:

где Δt=110ºC – температурный перепад между внутренней и наружной поверхнотями гильзы.

σt = 1 ∙ 10 5 ∙ 11 ∙ 10 6 ∙ 110 / (2 ∙ (1 — 0,24)) = 79,6 МПа.

Суммарные напряжения в гильзе цилиндра от действия давления газов и перепадов температур:

– На внутренней поверхности:

6. Расчет систем двигателя

6.1 Расчет элементов системы смазки

Масляной насос служит для подачи масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя. По конструктивному исполнению масляные насосы делятся на винтовые и шестеренчатые. Шестеренчатые насосы отличаются простотой устройства, компактностью, надежностью в работе и являются наиболее распространенными в автомобильных и тракторных двигателях.

Масляная система обеспечивает смазку деталей двигателя в целях уменьшения трения, предотвращения коррозии, удаления продуктов износа и частичное охлаждение его отдельных узлов. В зависимости от типа и конструкции двигателя применяются различные системы смазки: разбрызгиванием, под давлением и комбинированная. Большинство автомобилей имеют комбинированную систему смазки.

Расчет масляного насоса состоит в определении размеров его шестерен. Этому расчету предшествует определение циркуляционного расхода масла в системе.

Общее количество тепла, выделяемого топливом, за 1 с: Qo = 220,1 кДж/с

Количество тепла отводимого маслом от двигателя:

(167)

кДж/с

Средняя теплоемкость масла: См =2,094 кДж /(кг∙К).

Плотность масла: rм = 900 кг/м 3 .

Циркуляционный расход масла:

, (168)

м 3 /c,

где =10 – температура нагрева масла, 0 C.

Для стабилизации давления масла в системе двигателя циркуляционный расход масла обычно увеличивается в 2 раза:

(169)

м 3 /с.

Объемный коэффициент подачи: hн = 0,7.

В связи с утечками масла через торцовые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его определяют с учетом коэффициента подачи:

(170)

м 3 /с.

Рабочее давление масла в системе р =3,5∙10 5 Па.

Механический К.П.Д. масляного насоса hмн = 0,86.

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

(171)

кВт.

6.2 Расчет элементов системы охлаждения

Охлаждение двигателя применяется в целях принудительного отвода тепла от нагретых деталей для обеспечения оптимального теплового состояния двигателя и его нормальной работы. Большая часть отводимого тепла воспринимается системой охлаждения, меньшая – системой смазки и непосредственно окружающей средой.

В зависимости от рода используемого теплоносителя в автомобильных и тракторных двигателях применяют систему жидкостного или воздушного охлаждения. В качестве жидкого охлаждающего вещества используют воду и некоторые другие высококипящие жидкости, а в системе воздушного охлаждения – воздух.

Водяной насос служит для обеспечения непрерывной циркуляции воды в системе охлаждения. В автомобильных и тракторных двигателях наибольшее применение получили центробежные насосы с односторонним подводом жидкости.

Количество тепла, отводимого от двигателя водой (по данным теплового баланса): Qв = 52000 Дж/c;

Средняя теплоемкость воды: Сж = 4187 Дж/кг∙К;

Средняя плотность воды: ρж = 1000 кг/м 3 ;

Напор насоса: rш = 98000 Па;

— коэффициент подачи насоса;

=10 0 C — температурный перепад воды при принудительной циркуляции; hн = 0,8 механический КПД водяного насоса.

Циркуляционный расход воды в системе охлаждения:

(172)

м 3 /c.

Расчетная производительность насоса:

(173)

м 3 /c.

Мощность потребляемая водяным насосом:

(174)

кВт.

Расчет радиатора состоит в определении поверхности охлаждения, необходимой для передачи тепла от воды к окружающему воздуху.

Qв = Qвозд = 52000 Дж/c – количество тепла, отводимого от двигателя и передаваемого от воды к охлажденному воздуху;

Свозд = 1000 Дж/кг∙К – средняя теплоемкость воздуха;

Объемный расход воды: Gж = 0,00124 м 3 /с;

Средняя плотность воды: ρж = 1000 кг/м 3;

— температурный переход воздуха в решетке радиатора;

— температура воды перед входом в радиатор;

0 C- температурный перепад воды в радиаторе;

Тсрвозд = 40 0 C средняя температура воздуха проходящего через радиатор;

К = 100 Вт/(м 2 ∙град) – коэфф. теплопередачи для радиаторов грузовых а/м.

Количество воздуха, проходящего через радиатор:

(175)

кг/с.

Массовый расход воды, проходящей через радиатор:

(176)

кг/с.

Средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор:

(177)

Средняя температура воды радиаторе:

(178)

Поверхность охлаждения радиатора:

(179)

м 2 .

Вентилятор служит для создания направленного воздушного потока, обеспечивающего отвод тепла от радиатора. Массовый расход воздуха подаваемый вентилятором: G / возд = 2,6 кг/с; к.п.д. литого вентилятора: =0,6; tср.возд. = 50 0 C; К = 100 коэффициент теплопередачи для радиаторов; Па – напор, создаваемый вентилятором.

Плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе:

, (180)

кг/м 3 .

, (181)

м 3 /с.

Фронтовая поверхность радиатора:

, (182)

где =20 м/с- скорость воздуха перед фронтом радматора без учёта скорости движения а/м (6÷24м/с).

. (183)

Окружная скорость вентилятора:

, (184)

где Ψл =2,9 –безразмерный коэффициент для криволинейных лопастей.

Число оборотов вентилятора:

Nвент = (60∙U) / (∙Dвент ) = (60∙79)/(3,14∙0,39)=3870 об/мин. (185)

Мощность затрачиваемая на привод вентилятора:

(186)

кВт.

1. А.И. Колчин, В.П. Демидов «Расчет автомобильных и тракторных двигателей», Машиностроение, 1971г.

2. Е.В. Михайловский «Устройство автомобиля», Машиностроение, 1987г.

3. Руководство по эксплуатации автомобилей семейства ГАЗель и его модификации М.,2002г.

источник

Читайте также:  Установка электрогенераторная с бензиновым двигателем