Курсовая работа: Проект вихрокамерного 4-циліндрового дизельного двигуна для легкового автомобіля
Курсова робота
з дисципліни «Автомобільні двигуни»
на тему «Проект вихрокамерного 4-циліндрового дизельного двигуна для легкового автомобіля»
Зміст
1. Вступ
1.1 Перелік умовних позначень
2. ПЕРШИЙ ЕТАП. ТЕПЛОВИЙ РОЗРАХУНОК
2.1 Параметри робочого тіла
2.1.1 Кількість горючої суміші М1, кмоль. гор. суміші/кг палива
2.1.2 Кількість окремих компонентів продуктів згоряння при обраному α
2.1.3 Загальна кількість продуктів згоряння, кмоль пр. зг. /кг палива
2.2 Параметри навколишнього середовища і залишкові гази
2.3 Процес наповнення (впуску)
2.4 Процес стиску
2.5 Процес згоряння
2.6 Процес розширення і випуску
2.7 Індикаторні параметри робочого циклу
2.8 Ефективні показники двигуна
2.9 Визначення основних розмірів двигуна
2.10 Побудова індикаторної діаграми двигуна
3. Тепловий баланс
3.1 Загальна кількість теплоти, введеної в двигун із паливом, Дж/с
3.2 Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1с, Дж/с
3.3 Теплота, передана охолодженому середовищу, Дж/с
3.4 Теплота, віднесена до відпрацьованих газів, Дж/с
3.5 Невраховані втрати теплоти, Дж/с
4. Розрахунок та побудова зовнішньої швидкістної характеристики двигуна
5. Порівняння основних показників проектованого двигуна і прототипу
6. ДРУГИЙ ЕТАП. ДИНАМІЧНИЙ РОЗРАХУНОК ДВИГУНА
6.1 Сили тиску газів
6.2 Приведення мас частин кривошипно-шатуного механізму
6.3 Сили інерції
6.4 Сумарні сили
6.5 Крутний момент одного циліндра
7. ТРЕТІЙ ЕТАП. РОЗРОБКА ТА КОНСТРУЮВАННЯ ДЕТАЛЕЙ ДВИГУНА
8. ЧЕТВЕРТИЙ ЕТАП. РОЗРАХУНОК СИСТЕМ ДВИГУНА
1. Вступ
Однією з приоритетних галузей інтенсивного розвитку країни є автомобільна промисловість. Інтенсивний розвиток автомобільної промисловості стимулює активізацію багатьох інших галузей.
Найголовнішою частиною сучасного авто є силовий агрегат. У більшості випадків це двигун внутрішнього згорання (ДВЗ). Двигун – це енергосилова мамашина, яка перетворює будь-який вид енергії в механічну роботу. Для руху авто необхідний двигун – джерело механічної енергії. Більшість сучасних автомобілів мають поршневі (теплові) двигуни (дизельні або бензинові).
Початок розвитку ДВЗ відноситься до 60-х років минулого століття. К кінцю 19 століття, коли була організована промислова переробка нафти, ДВЗ, працюючи на рідинному паливі, знайшли широке розповсюдження. В Росії перший бензиновий двигун було зроблено в 1889р. В 1899р. в Петербурзі розробили перший в світі двигун з запалюванням від стиску (дизель).
В області розвитку та оновлення автомобільних двигунів головними задачами є розширення використання дизелів, зниження паливної економічності та удільної маси двигунів, вартість їхнього випуску та експлуатації. На принципово новий рівень ставиться боротьба с токсичними вибросами двигунів в атмосферу, а також задачі по зниженню шума та вібрації в процесі іх експлуатації.
1.1 Перелік умовних позначень
D – діаметр циліндра
S – хід поршня
R – радіус кривошипа
L – довжина шатуна
і – число циліндрів
ε – ступінь стиску
α – коефіцієнт надлишку повітря
λ – ступінь підвищення тиску
Ра – тиск наприкінці впуску
Рс – тиск наприкінці стиску
Рz – тиск газів наприкінці згорання
Рb – тиск наприкінці розширення
Рr – тиск залишкових газів
Ре – середній ефективний тиск
Vл – літраж
Vh – робочий обсяг одного циліндра
Vc – обсяг камери сгорання
Va – повний обсяг циліндра
Nemax – максимальна потужність
n – частота обертання колінчатого вала
Memax – максимальний крутний момент
Nл – літрова потужність
gе – ефективна питома витрата палива
ηv – коефіцієнт наповнення
ηі – індикаторний ККД
ηм – механічний ККД
ηе – ефективний ККД
2. Перший етап. Тепловий розрахунок
Таблиця 1
| Паливо |
Вміст масових часток вуглецю, водню та кисню в 1кг палива |
Молекулярна маса палива, mn кг/кмоль |
Нижча теплота згорання Нn , МДж/кг |
||
| С | О | Н | |||
| дизель | 0,87 | 0,126 | 0,004 | 180...200 | 42,5 |
2.1 Параметри робочого тіла
Теоретично необхідна кількість повітря для згорання 1 кг палива
у кмоль повітря на 1кг палива
L0 = 1/0,21 * [gc/12 + gн/4 – gо/32] = 1/0,21*[0,87/12 + 0,126/4 – 0,004/32] = 4,761904 * [0,075 + 0,0315 – 0,000125] = 4,761904 * 0,10275 = 0,495 кмоль повітря / кг палива;
У кілограмах повітря на 1кг палива
l0 = 1/0,23 * [(8 * gc)/3 + 8 * gн – gо] = 1/0,23 * [(8*0,87)/3 + 8 * 0,126 –
– 0,004]= 14, 452 кг повітря / кг палива;
2.1.1 Кількість горючої суміші М1, кмоль. гор. суміші/кг палива
М1 = α*L0 = 1,3 * 0,50655= 0,643
2.1.2 Кількість окремих компонентів продуктів сгорання при обраному α
МСО2 = gc/12 = 0,87/12 = 0,072 кмоль/кг пал;
МН2О = gн/2 = 0,126/2 = 0,063 кмоль/кг пал;
МО2 = 0,21 * (α – 1) * L0 = 0,21 * (1,3 – 1) * 0,495 = 0,031 кмоль/кг пал;
МN2 = 0,79 * α * L0 = 0,79 * 1,3 * 0,495 = 0,508 кмоль/кг пал.
2.1.3 Загальна кількість продуктів згоряння, кмоль пр. зг. /кг палива
М2 = МСО2 + МН2О + МО2 + МN2 = 0,072 + 0,063 + 0,031 + 0,508 = 0,675
2.2 Параметри навколишнього середовища і залишкові гази
Атмосферні умови Р0 = 0,1 МПа; Т0 = 288є К;
Величина підігріву свіжого повітря ΔТа = 20 К;
Температура залишкових газів Тr = 800 К;
Тиск залишкових газів Р r = (1,05...1,25) * Р0 = 1,15 * 0,1 = 0,115 МПа
2.3 Процес наповнення (впуску)
Щільність заряду на впуску, кг/м3
ρ0=р0*106/(В*Т0),де
В=287 Дж/(кг*К)- питома газова постійна повітря.
ρ0=0,1*106/(287*288)=1,21 кг/м3
Витрати тиску на впуску: ΔРа = (0,03....0,18) Р0 = 0,08 * 0,1 = 0,008 МПа
Тиск в кінці пуска у точці “а”: Ра = Р0 – ΔРа = 0,1 – 0,008 = 0,092 МПа
Коефіцієнт залишкових газів в кінці впуску в точці “r”:
γr = [(Т0 + ΔТа)/Тr] * [Рr/((ε * Ра) – Р r)] = [(288 + 20)/800] * [0,115/((23 * 0,092) – 0,115)] = 0,022
Температура у кінці процесу пуска в точці “а”
Та = (Т0 + ΔТа + γr * Тr)/(1 + γr)=(288 + 20 + 0,022 * 800)/(1 + 0,022) =318,63 К
Коєфіцієнт наповнення
ηv = [Т0 * (φдоз * ε * Ра]/[(Т0 + ΔТа) * (ε – 1) * Р0] = 288 * [ (1,05 * 23 * 0,092 – 0,115)]/[(288 + 20) * (23 – 1) * 0,1] = 0,852
К1 = 1,375 – приймаємо по номограмі
n 1 = К1 – 0,022 = 1,372 – 0,022 = 1,35
2.4 Процес стиску
Тиск наприкінці стискання у точці “с”
Рс = Ра * εn1 = 0,092 * 231,35 = 0,092 * 68,918 = 6,352 МПа
Тс = Та * εn1-1 = 318,63 * 231,35-1 = 954,76 К
Середня мольна теплоємкість горючої суміші наприкінці процеса стискання точці “с”
μС ́vm = μСvm = 20,6 + 0,002638 * t˚с = 20,6 * 0,00263 * 681,76 = 36,937 кДж/(кмоль*град).
Тс = tc + 273 → tc = Тс – 273 = 954,76 – 273 = 681,76 К
Коефіцієнт використання теплоти ξz на ділянці сгорання с – z: ξz = 0,85
2.5 Процес згоряння
Коефіцієнт молекулярної зміни горючої суміші:
µ0 = М2/М1 = 0,675/0,643 = 1,05
Коефіцієнт молекулярної зміни робочої суміші:
µ = (µ0 + γr)/(1 + γr) = (1,05 + 0,022)/(1 + 0,022) = 1,072/1,022 =1,048
Кількість теплоти, втраченої внаслідок неповного згоряння палива,кДж/кг:
;
Середня молна телоємкість продуктів сгоряння,(кДж/моль·град):
Коефіціент
використання
теплоти
;
Ступінь
підвищення
тиску
;
Температура наприкинці видимого процесу згоряння визначаємо:
Tz=2086,741,К
Максимальний тиск газів у циліндрі наприкінці згоряння, Мпа
Рz = λ * Рс = 1,5 * 6,35 = 9,527 Мпа
2.6 Процес розширення і випуску
Вибираємо показник політропи розширення n 2 по номограмі
Ступінь попереднього розширення на ділянці z-c:
ρzc =(μ * Тz)/ (λ * Тс) = (1,048 * 2086,741)/(1,5 * 954,76) = 1,527
Ступінь послідовного розширення
δ = ε/ ρzc = 23/1,527 = 15,06
Температура у точці “в”
Тв = Тz * [1/ δ(n2-1)] = 2086,741 * [1/15,06(1,18-1)] = 1280,733 К
Тиск у точці “в”
Рв = Рz * (1/ δn2) = 9,527 * (1/15,061,18) = 0,388 МПа
Процес випуска відпрацювавших газів
Перевірим коректність вибору Тr при розрахунку процеса впуску
Тr = Тв/ ( Рв/Р r) = 1280,733/(0,388/0,115) = 376 К
2.7 Індикаторні параметри робочого циклу
Середній теоретичний (розрахунковий) індикаторний тиск, МПа.
Р́і = [Рс/(ε – 1)] * [λ * (ρzc – 1) + {(λ * ρzc)/(n 2 – 1)} * ((1 – 1/δ(n2-1)) – (1/(n 1 – 1)) * (1 – 1/ε(n1-1) = [6,352/(23 – 1)] * [1,5 * (1,527 – 1) + {(1,5 * 1,527)/(1,18 – 1)} * ((1 – 1/15,06(1,18-1)) – (1/(1,35 – 1)) * ((1 – 1/23^( 1,35 – 1)) = 1,098 МПа
Середній індикаторний тиск дійсного циклу, МПа
Рі = Р́і * φ. Приймаємо φ = 1,105 → Рі = 1,098 * 0,92 = 1,01 Мпа.
Індикаторний ККД
ηі = (Рі * l0 * α)/ (Ни * ρ0 * ηv) = (1,01 * 14,452 * 1,3)/(42,5 * 1,21 * 0,852) = 0,433
Індикаторна дійсна витрата палива, г/(кВт * ч)
gі = 3600/(Ни * ηі) = 3600/(42,5 * 0,433) = 195,554 г/(кВт * ч)
2.8 Ефективні показники двигуна
Середній тиск механічних втрат, МПа
Рм = 0,089 * 0,0135 * Vп.ср. = 0,089 + 0,0135 * 13,057 = 0,224 МПа
Середня швидкість поршня
Vп.ср. = (S * n)/30 = (0,0784 * 5000)/30 = 13,057 м/с
Середній ефективний тиск, МПа
Ре = Рі – Рм = 1,01 – 0,224 = 0,786 МПа
Механічний ККД
ηм = Ре/ Рі = 0,786/1,01 = 0,778
Ефективний ККД
ηе = ηм * ηі = 0,778 * 0,433 = 0,337
Ефективна витрата палива, г/(кВт * ч)
gе = 3600/(Ни * ηе) = 3600/(42,5 * 0,337) = 251,28
Годинна витрата палива, кг/год
Gп = gе *Nе = 251,28 * 40,5/1000 = 10,177 кг/год
2.9 Визначення основних розмірів двигуна
Літраж двигуна, л
Vл = ΣVh = (30*τ*Nе)/(Ре*n) = (30 * 4 * 40,5)/(0,77 * 5000) = 1,237 л.
Робочий обсяг одного циліндра, л
Vh = Vл/і = 1,237/4 = 0,309 л
Обираємо відношення S/D = 1,105
Діаметр циліндра двигуна, мм
=
=
70,9 мм.
Хід поршня, мм
S = S/D * D = 1,105 * 70,9= 78,343 мм.
Отриманні значення округляємо до найближчих цілих значеннь:
D = 71 мм; S = 78 мм.
На основі отриманих S і D вироховуємо основні параметри та показники двигуна:
Літраж, л
Vл = (π * DІ * S * і)/4 * 10⁶= (3,14 * 71І * 78 * 4)/ 4 * 10⁶= 1,235 л.
Ефективна максимальна потужність, кВт
Nе = (Ре * Vh * n * і)/30τ = (0,77 * 0,309 * 5000 * 4)/30 * 4 = 39,655 кВт.
Витрати палива, кг/год
Gп = gе*Nе = 251,28* 39,655/1000 = 9,965 кг/год.
Середня швидкість поршня, м/с
Vп.ср. = (S * n)/30 * 103 = (78 * 5000)/30000 = 13 м/с.
2.10 Побудова індикаторної діаграми двигуна
Vh = 0, 309 л;
Vс = Vh/(ε – 1) = 0, 309/(23 – 1) = 0,014 л
Vа = (Vh + Vс)/ Vс = (0, 309 + 0,014)/0,014 = 23,071 л
Для побудови діаграми вибираємо кут α = 15˚
Знаходимо кути β1 та β2
tg β1 = (1 + tgα)n1 – 1 = (1 + tg15˚)1,35 – 1 = 20˚
tg β2 = (1 + tgα) n2 –1 = (1 + tg15˚)1,18 – 1 = 18˚
Положення точки “с”:
Р́с́́́́́́́́́́́ = 1,25 * Рс = 1,2 * 6,352 = 7,62
3. Тепловий баланс
3.1 Загальна кількість теплоти, введеної в двигун із паливом, Дж/с
Q0 = (Ни * Gп)/3,6 = (42500 * 9,965)/3,6 = 117642,36
3.2 Теплота, еквівалентна ефективній роботі за 1с, Дж/с
Qе = 1000 * Nе = 1000 * 40,5 = 40500
3.3 Теплота, передана охолодженому середовищу, Дж/с
Qb = С * і * D(1+2m) * nm* (Ни-ΔНи)/α*Ни = 0,53 * 4 * 7,1(1+2*0,7) * 50000,7 * 1/1,3 = 60941,841
3.4 Теплота, віднесена до відпрацьованих газів, Дж/с
Qr = Gп/3,6 [М2 * (mС́ ́р)to * (Тz – 273) – М1 * (mС́́р)to * (Т0 – 273)] =
9,965/3,6 * [0,675 * (23,285 + 8,315) * (2086,741 – 273) – 0,643 * (20,775 + 8,315) * (288 – 273)] = 10007,6
3.5 Невраховані втрати теплоти, Дж/с
Qост = Q0 – (Qе + Qb + Qr) = 117642,36 – (40500 + 60941,841 + 10007,6) = 6192,92
Складова теплового балансу в джоулях на секунду і у відсотках подана у таблиці 2.
Таблиця 2
| Складова теплового балансу | Q, Дж/с | q, % |
|
Теплота: еквівалентна ефективній роботі передана охолодженому середовищу віднесена з газами, що відпрацювали невраховані витрати Загальна кількість теплоти, введеної в двигун із паливом |
40500 60941,841 10007,6 6192,92 117642,36 |
100 |
4. Розрахунок та побудова зовнішньої швидкістної характеристики двигуна
Швидкістна характеристика показує зміну міцності, крутного моменту, витрат палива та інших параметрів від частоти обертання колінчастого вала. В залежності від положення органа, який керує подачею палива, розрізняють зовнішню та часткові швидкісні характеристики.
Швидкісна характеристика, отримана при повному дроселі (бензиновий двигун) або при положенні рейки паливного насоса (дизель), відповідаючому номінальній міцності, називається зовнішньою. Зовнішня швидкісна характеристика дозволяє провести аналіз і дати оцінку міцністних, економічних, динамічних та експлуатаційних показників при роботі двигуна з повним навантаженням.
Будь-яка швидкістна характеристика двигуна, отримана при неповному відкритті дросельної заслонки (бензиновий двигун) або при положенні рейки паливного насоса (дизель), відповідаючий частковій міцності, називається частковою швидкістною характеристикою. Такі характеристики використовуються для виявлення цілого ряда факторів (кута опєрєжєнія запалювання, складу суміші, мінімально устойчивих частот обертання та ін.) на роботу двигуна при часткових навантаженнях та дають можливість поліпшити його міцністні таекономічні показники.
У курсовому проекті ЗШХ проектованого двигуна будуємо по максимальніій потужності Nemax, емпірічних формулах, що забезпечують достатній рівень точності.Криві швидкісної характеристики будуємо в інтервалі від 500 до 5000 хв‾ №.
Розрахункові точки кривої ефективної потужності визначаються по такій емпірічній залежності, кВт:
Nex1 = Nemax * (nx/nN) * [0,7 + 1,3 * (nx/nN) – (nx/nN)І] = 40,5 * (500/5000) * [0,7 + 1,3 * (500/5000) – (500/5000)І] = 3,32 кВт
Для спрощення розрахунків значення Nex2, Nex3, Nex4, Nex5, Nex6, Nex7, Nex8, Nex9, Nex10 зведені у таблиці 3.
Розрахункові точки на кривій ефективного крутного моменту розраховуються по такій залежності, Н*м:
Mex1 = (3 * 10 * Nex1)/π * nx = (3 * 10⁴ * 3,32)/3,14 * 5000 =63,44.
Для спрощення розрахунків значення Mex2, Mex3, Mex4, Mex5, Mex6 , Mex7, Mex8, Mex9, Mex10 зведені у таблиці 3.
Розрахункові точки на кривій питомої витрати палива визначаємо по такій емпірічній залежності, г/(кВт*ч):
gех1 = gеn * [1,35 + 1,35 * (nx/nN) + (nx/nN)І] = 251,28 * [1,35 – 1,35 * (500/5000) + (500/5000)І] = 307,818.
Для спрощення розрахунків значення gех2, gех3, gех4, gех5, gех6, gех7, gех8, gех9, gех10 зведені у таблиці 3.
Витрати палива для шуканих точок, кг/год:
GТх1 = gех1 * Nex1 = 307,818 * 3,32 = 1,022
Для спрощення розрахунків значення GТх2, GТх3, GТх4, GТх5, GТх6, GТх7, GТх8, GТх9, GТх10 зведені у таблиці 3.
Розрахункові точки, необхідні для побудови ЗШХ
Таблиця 3
| n, хв‾ № | 500 | 1000 | 1500 | 2000 | 2500 | 3000 | 3500 | 4000 | 4500 | 5000 |
|
Ne, кВт |
3,32 |
7,45 |
12,15 |
17,17 |
22,28 |
27,22 |
31,75 |
35,64 |
38,64 |
40,5 |
|
Me, Н*м |
63,44 |
71,18 |
77,39 |
82 |
85,15 |
86,69 |
86,67 |
85,13 |
82,04 |
77,39 |
|
gе, г/(кВт* год) |
307,82 |
281,43 |
265,08 |
243,74 |
232,44 |
226,15 |
224,89 |
228,67 |
237,46 |
251,28 |
|
GТ, кг/год |
1,022 |
2,097 |
3,221 |
4,185 |
5,179 |
6,156 |
7,14 |
8,15 |
9,175 |
10,177 |
5. Порівняння основних показників проектованого двигуна і прототипу
За результатами теплового розрахунку і розрахунку зовнішньої швидкісної характеристики необхідно скласти порівняльну таблицю основних показників розраховуємого двигуна і прототипу.
Таблиця 4
| Показник | Позначення показника | одиниця |
Розраховуємий двигун |
Прототип |
| 1.Діаметр циліндра | D | мм | 71 | 76 |
| 2. Хід поршня | S | мм | 78 | 84 |
| 3. Робочий об’єм | Vл | л | 1,235 | 1,52 |
| 4. Число циліндрів | і | – | 4 | 4 |
| 5. Ступінь стиску | ε | – | 23 | |
| 6.Максимальна потужність | Nemax | кВт | 40,5 | 55 |
| 7.Частота обертання колінчатого вала при максимальній потужності | nN |
об/хв |
5000 |
4800 |
| 8.Максимальний крутний момент | Memax | Н*м | 9,4 | |
| 9.Частота обертання колінчатого вала при максимальному крутному моменті | nМ |
об/хв |
3000 |
|
| 10.Середній ефективний тиск | Ре | МПа | 0,786 | |
| 11.Літрова потужність | Nл | кВт/л | 2,68 | |
| 12.Мінімальна питома витрата палива | gеmin |
г/(кВтч) |
251,28 |
190 |
6. Другий етап. Динамічний розрахунок двигуна
Сутність динамічного розрахунку зводиться до визначення сумарних сил і моментів, що виникають від тисків газів і від сил інерції у кривошипно-шатуному механізмі. По цих силах і моментах розраховують основні деталі на міцність та спрацювання, а також возначають нерівномірність крутного моменту і ступінь нерівномірності ходу поршня. Під час роботи двигуна на деталі кривошипно-шатуного механізму діють сили тиску газів в циліндрі, сили інерції возвратно-поступово рухачих газів мас, ценробіжні сили, тиск на поршень (приблизно рівне атмосферному тиску) та сили ваги (сили ваги в динамічному розрахунку не враховують. Всі діючі в двигуні сили сприймаються корисним опором на колінчатому валу, силами тертя та опорами двигуна.
Аналітичне та графічне визначення сумарних сил, які діють на КШМ
6.1 Сили тиску газів
Сили тиску газів, які діють на площу поршня, для спрощення динамічного розрахунку змінюють однією силою, яка направленя по осі циліндра та прикладеної по осі поршневого пальця. Її визначають для кожного моменту дії (кута φ) по індикаторній діпграмі, побудованій на основі теплового розрахунку.
Перебудова індикаторної діаграми у розгорнуту по куту обертання здійснюють по методу Брікса. Для цього під індикаторною діаграмою будують допоміжне напівколо радіуса R = S/2 = 58/2 = 29 мм. Від центра кола у бік НМТ відкладають поправку Брікса. На півколо поділяють променями із центру на частини (через 30˚), а з точки О̀ проводять лінії, паралельні цим променям. Отримані точки на півколі, перенесені по вертикалях на індикаторну діаграму, відповідають дійсним положенням поршня для визначених кутів повороту кривошипа φ. Масштаби розгорнутої індикаторної діаграми сил Мр = МРF = 0,083 * 0,008 = 0,00066 МН/мм = 0,66кН/мм; кут повороту кривошипа Мφ = 3,3 град/мм або Мφ = 0,058 рад/мм.
6.2 Приведення мас частин кривошипно-шатуного механізму
Значення маси поршневої групи mn і маси шатунної групи mш приймаю використовуючи табличні дані. Згідно цим таблицям у відповідності з D = 80 мм приймаю: m΄n = 150кг/мі; m΄ш = 220 кг/мІ
По прийнятих даних встановлюємо:
Масу поршневої групи mn = m΄n * Fn = 150 * 0,008 = 1,2 кг;
Масу шатуна mш = m΄ш * Fn = 220 * 0,008 = 1,76 кг;
Неврівноважених частин одного колеса вала mк = m΄к * Fn = 200 * 0,008 = 1,6кг.
Маса шатуна, зосереджена на осі, кг:
поршеневого пальця mшп = 0,275 mш = 0,275 * 1,76 = 0,484;
кривошипа mшк = 0,725 * mш = 0,725 * 1,76 = 1,276;
Маси, що чинять рух, кг:
зворотньо-поступальний mj = mn + mшп = 1,2 + 0,484 = 0,5808;
обертальний mR = mk + mшк = 1,6 + 1,276 = 2,876.
6.3 Сили інерції
Графічним шляхом за методом дотичних напружень визначаємо сили інерції від зворотно-поступальних мас у залежності від переміщення поршня. Для цього з точки А у масштабі сил відкладаємо униз, Н:
Рjmax = – mj * R * ωІ(1 + λ) = – 0,5808 * 0,04 * 455,3І * (1 + 0,25) = 6094,9;
а з точки В уверх, Н:
Рjmin = mj * R * ωІ(1 – λ) = 0,5808 * 0,04 * 455,3І * (1 – 0,25) = 3611,9
Отримані точки з’єднуємо, з точки Е перетинання цієї прямої з відрізком АВ відкладаємо уверх розмір 3 mj RωІλ = 3 * 0,5808 * 0,04 * 455,3І * 0,25 = 3611,9 Н.
Таким чином після необхідних креслень ми отримаємо діаграму Рj = f(Sn).
Діаграму сил інерції розвертають по куту повороту кривошипа за методом Брікса, одержуючи Рj = f(φ).
6.4 Сумарні сили
Початковою силою, що обумовлює динамічне навантаження на кривошипний механізм, є сумарна сила Р, чинна по осі циліндра і рівна алгебраїчній сумі сил, Н: Р = РГ + Рі.
Побудова кривої зміни сумарної сили Р від кута повороту кривошипа проводиться графічним підсумовавунням ординат кривих Рr = f(φ) і Рj = f(φ). Аналітичне визначення сил, що діють у кривошипно-шатунному механізмі, проводяться по формулах, Н:
Сила, що діє уздовж шатуна S = Р/(1/cosβ)
Нормальна сила N = Рtg β
Сила, що діє по радіусу кривошипа К = Р[cos (φ + β)/cosβ]
Тангенціальна сила Т = Р[sin(φ + β)/cosβ]
Значення цих сил у ньютонах в залежності від кута повороту кривошипа зведені у Таблиці 5, кН:
| Кут повороту | N | S | T | K |
| 0 | 0,00 | -26,30 | -26,30 | 0,00 |
| 30 | -2,62 | -20,96 | -16,71 | -12,67 |
| 60 | -1,68 | -7,84 | -2,37 | -7,47 |
| 90 | 1,31 | 5,26 | -1,31 | 5,10 |
| 120 | 2,87 | 13,34 | -9,00 | 9,85 |
| 150 | 1,92 | 15,39 | -14,18 | 5,97 |
| 180 | 0,00 | 15,59 | -15,59 | 0,00 |
| 210 | -1,92 | 15,39 | -14,18 | -5,97 |
| 240 | -2,92 | 13,57 | -9,16 | -10,02 |
| 270 | -1,48 | 5,98 | -1,48 | -5,80 |
| 300 | 1,19 | -5,52 | -1,66 | 5,26 |
| 330 | 1,28 | -10,26 | -8,18 | 6,20 |
| 360 | 0,00 | 20,66 | 20,66 | 0,00 |
| 370 | 1,96 | 45,68 | 9,86 | 44,58 |
| 390 | 1,16 | 9,30 | 7,42 | 5,26 |
| 420 | 0,28 | 1,29 | 0,39 | 1,23 |
| 450 | 2,38 | 9,61 | -2,38 | 9,32 |
| 480 | 3,45 | 16,07 | -10,85 | 11,87 |
| 510 | 2,10 | 16,82 | -15,50 | 6,53 |
| 540 | 0,00 | 16,56 | -16,56 | 0,00 |
| 570 | -2,01 | 16,09 | -14,83 | -6,24 |
| 600 | -2,94 | 13,68 | -9,23 | -10,10 |
| 630 | -1,39 | 5,61 | -1,39 | -5,43 |
| 660 | 1,61 | -7,50 | -2,26 | 7,15 |
| 690 | 2,58 | -20,62 | -16,45 | 12,47 |
| 720 | 0,00 | -26,15 | -26,15 | 0,00 |
Графічно виконую визначення значення і знака тангенціальних сил.
6.5 Крутний момент одного циліндра
Нм: Мкрц = ТR масштаб крутного моменту, Нм/мм: Мм=Мр FnR=66 * 0,008 * 0,04 = 0,2112Нм/мм
Мφ = 4π/(і * ОА) = 0,035 рад/мм – масштаб кута повороту вала на діаграмі Мкр.
Рівномірність ходу двигуна приймаємо δ = 0,01
Момент інерції мас двигуна, що рухаються, приведених до осі колінчатого вала, кг*мІ:
J0 = LНАДЛ/ δωІ =1581,6/(1* 455,3І) = 0,76 кг*мІ
7. Третій етап. Розробка та конструювання деталей двинуна
Розрахунок поршня
Найбільш напруженим елементом поршневої групи є поршень. Він сприймає високі газові, інерційні та теплові навантаження, тому при його виготовленні до матеріалу пред’являються підвищені вимоги.
На основі даних розрахунку:
Діаметр поршня D =71 мм;
Хід поршня S = 78 мм;
Максимальний тиск сгорання рz = 9,527 МПа;
Площа поршня Fп = 0,008 мІ;
Найбільша нормальна сила Nmax = 0,00345 МН при φ = 480˚;
Маса поршневої групи mn = 1,2 кг;
Частота обертання nx.x. max = 5000
λ = 0,25
Відповідно існуючим співвідношенням приймаємо:
Висоту поршня Н = 115,6 мм (Н/D);
Висоту юбки поршня hю = 57 мм (hю/D);
Радіальну товщину кільця t = 4 мм (t/D);
Радіальний зазор кільця у канавці поршня Δt = 0,8мм;
Товщину стінки поршня s = 7 мм (s/D);
Товщину верхньої кільцевої перемички hп = 4мм (hп/D);
Число масляних каналів у поршні n’м = 6;
Діаметр масляних каналів у поршні dм = 1,5 мм (dм/а);
а = 3 мм (висота кільця).
Матеріал поршня та гільзи циліндра – алюмінієвий сплав, α = 22 * 10⁶ 1/К;
Рисунок 1. Схема поршня
Напруження стиску у перерізі х – х
Площа перерізу х – х:
Fх – х = (π/4) * (dІк – dІі) – n’м * Fґ = [(3,14/4) * (65,4І – 51,4І) – 6 * 21] * 10= = [0,785 * 1635,2 – 126] * 10⁶= 0,001157 мІ
де
dк = D – 2 * (t + Δt) = 75 – 2 * (4 + 0,8) = 75 – 9,6 = 65,4 мм;
dі = D – 2 * (s + t + Δt) = 80 – 2 * (7 + 4 + 0,8) = 75 – 23,6 = 51,4 мм;
Fґ = dм * (dк – dі)/2 = 1,5 * (65,4 – 51,4)/2 = 1,5 * 14 = 21 мм.
Максимальна стискуюча сила, МН:
Рzmax = Рz * Fп = 10,332 * 0,008 = 0,08266
Напруження стиску, МПа
σст = Рzmax/ Fх – х = 0,08266/0,0012 = 68,8
Напруження розриву у перерізі х – х:
Максимальна кутова швидкість холостого ходу, рад/с:
ωх – хmax = π nх – хmax/30 = (3,14 * 4350)/30 = 455,3
Маса головки поршня з кільцями, розташованими вище перерізу х – х, кг:
mх – х = 0,6 * mп = 0,6 * 1,2 = 0,72
Максимальна сила, що розриває, МН:
Рj = mх – х * R * ωІх – хmax * (1 + λ) = [0,72 * 0,04 * 455,3І * (1 + 0,25)] * 10= 0,074
Напруження розриву, МПа:
σР= Рj / Fх – х = 0,074/0,001208 = 4,5
Напруження у верхній кільцевій перемичці:
зрізу, МПа
τ = 0,0314 * Рz * D/hп = 0,0314 * 10,332 * 75/4 = 6,08
згинання, МПа
σсг = 0,0045 * Рz * (D/hп)І = 0,0045 * 10,332 * 75/4 = 0,87
складне, МПа
σΣ = √σІсг + 4τІ = √ 18,6І + 4 * 6,4І = √345,96 + 163,84 = 22,5
Питомий тиск поршня на стінку циліндра, МПа:
q1 = Nmax/ (hю*D) = 0,00345/(0,057*0,075) = 0,81
q2 = Nmax/ (Н*D) = 0,00345/(0,1156 *0,075) = 0,39
Діаметри головки та юбки поршня, мм:
DГ = D – ΔГ = D – 0,006*D = 75 – 0,45 = 74,55
DЮ = D – ΔГ = D – 0,002*D = 75 – 0,15 = 74,85
Діаметральні зазори у гарячому стані, мм
ΔГ = D*[1+αЦ * (ТЦ – ТО)] – DГ*[1+αП * (ТГ – ТО)] = 75*[1+22*10⁶ * (388 – 293)] – 74,85 *[1+22*(10⁶)* (553 – 293)] = 75,26665 – 75,07425 = 0,1924
ΔЮ = D*[1+αЦ * (ТЦ – ТО)] – DЮ*[1+αП * (ТЮ – ТО)] = 75*[1+(11*10) * (388 – 293)] – 74,85 *[1+(11*(10⁶)) * (450 – 293)] = 75,0851 – 74,9793 = 0,1058
де αЦ = αП = 22*10⁶ 1/К коефіцієнти лінійного розширення матеріалів поршня та циліндра;
ТЦ = 338, ТГ = 553, ТЮ = 450 К віддповідно температури стінок циліндра, головки та юбки поршня в робочому стані прийняті з урахуванням рідинного охолоджен-ня двигуна.
Розрахунок поршневого пальця
Під час роботи двигуна поршневий палець попадає під дію змінних навантажень, що приводять до виникнення напружень згинання, зсуву, зминання та овалізації.
Розрахунок поршневого пальця включає визначення питомих тисків пальця на втулку верхньої головки шатуна та на бобишки, а також напруження від згинання, зрізута овалізації.
Відносно існуючим відношенням приймаємо:
Зовнішній диаметр пальця dп = 35мм (dп/ D);
Внутрішній діаметр пальця dв = 21 мм (dв/ D;
Довжину пальця lп = 86 мм (lп/ D);
Довжину втулки шатуна lш = 46 мм (lш/ D);
Відстань між торцями бобишек b = 40 мм (b / D);
Матеріал поршневого пальця – сталь 12ХН3А, Е = 2,2*10⁵
Палець плавуючого типу.
Розрахункова сила, що діє на поршневий палець:
газова, МПа
Рzmax = Рzmax * Fп = 10,332 * 0,008 = 0,08266
Інерційна, МПа
Рj = – mп * R * ωІ * (1 + λ) = [– 0,824 * 0,04 * 314І * (1 + 0,25)] * 10⁶ = 0,0041
де ω = π * nN/30 = (3,14 * 3000)/30 = 314 с
розрахункова
Р = Рzmax – к * Рj = 21 – 0,72 * 0,0041 = 0,08266 – 0,0029 = 0,07976 МПа
Питомий тиск пальця на втулку поршневої головки шатуна, МПа
qш = Р/(dп * lш) = 0,07976/(0,035 * 0,046) = 0,08266 / 0,000161 = 513,4
Питомий тиск пальця на бобишки, МПа
qб = Р/[ dп * (lп – b)] = 0,07976 /[ 0,035 * (0,086 – 0,04)] = 0,08266 /0,00161 =51,34
Напруження згинання в середньому перерізі пальця, МПа
σсг = [Р * (lп + 2b – 1,5 * lш)]/[1,2 * (1 – α⁴) * dіп] = [0,08266 *(0,086 + 2 * 0,04 – 1,5 * 0,046)]/ [1,2 * (1 – 0,6⁴) * 0,035і] = 138,24
де α = dв/dп = 21/36 = 0,6
Дотичні напруження зрізу в перерізах між бобишками і головкою шатуна, МПа
τ = [0,85 * Р * (1 + α + αІ)]/[(1 – α⁴) * dІп] = [0,85 * 0,07976 * (1 + 0,6 + 0,6І)]/[(1 – 0,6⁴) 0,035І ] = 99,55
Найбільше збільшення горизонтального діаметру пальця при овалізації, мм
Δ dп max = [(1,35 * Р)/(Е * lп)] * [(1 + α)/(1 – α)]і * [0,1 – (α – 0,4)і] = [(1,35 * 0,07976)/(2,2 * 10⁵ * 0,086)] * [(1 + 0,6)/(1 – 0,6)]і * [0,1 – (0,6 – 0,4)і] = 0,024
Напруження овалізації на зовнішній поверхні пальця:
В горизонтальній площині (точки 1, Ψ = 0˚), МПа
σα 0˚ =(15 * Р)/(lп * dп) * [0,19 * {(2 + α)(1 + α)/( 1 – α)І} – 1/ 1 – α)]* [0,1*(α –0,4)і] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035) * [0,19 * {(2 + 0,6)(1 + 0,6)/( 1 – 0,6)І} – 1/ 1 – 0,6)]* * [0,1*(0,6 – 0,4)і] = 72,89
В вертикальній площині (точки 3, Ψ = 90˚), МПа
σα 90˚ =(15*Р)/(lп*dп) * [0,174 * {(2+α)(1 + α)/(1–α)І * α} + 0,636/(1–α)]*[0,1 – (α – 0,4)і] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035І) * [0,174 * {(2+0,6) * (1 + 0,6) / (1–0,6)І * 0,6} + 0,636 / (1 –0,6)]*[0,1 – (0,6 – 0,4)і] = – 184,98
Напруження овалізації на внутрішній поверхні пальця:
В горизонтальній площині (точки 2, Ψ = 0˚), МПа
σі 0˚ =(15 * Р)/(lп * dп) * [0,19 * {(2 + α)(1 + α)/( 1 – α)І * α} + 1/(1 – α)]* [0,1*(α –0,4)і] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035) * [0,19 * {(2 + 0,6)(1 + 0,6)/( 1 – 0,6)І * 0,6} + + 1/ 1 – 0,6)] * [0,1*(0,6 – 0,4)і] = – 288,97
В вертикальній площині (точки 4, Ψ = 90˚), МПа
σі 90˚ =(15*Р)/(lп*dп) * [0,174 * {(2+α)(1 + α)/(1–α)І + 0,636/(1–α)]*[0,1 – (α –0,4)і] =(15 * 0,08266)/(0,086 * 0,035І) * [0,174 * {(2+0,6) * (1 + 0,6) / (1–0,6)І –0,636 / (1–0,6)]*[0,1 – (0,6 – 0,4)і] = 145,14
8. Четвертий етап. Розрахунок систем двигуна
Розрахунок системи мащення.
Розрахунок масляного насосу
Загальна кількість тепла, виділеного паливом на протязі 1с, визначається за даними теплового розрахунку Q0 = 105,1 кДж/
Кількість тепла,відведеного від маслом від двигуна:
Qм = 0,026 * Q0 = 0,026 * 105,1 = 2,73 кДж/с
Теплоємкість масла см = 2,094 кДж/(кг*К)
Щільність масла ρм = 900 кг/мі
Температура нагріву масла в двигуні ΔТм = 10 К
Циркуляційна витрата масла
VЦ = Qм/(ρм см ΔТм) = 2,73/(900 * 2,094 * 10) = 2,73/18846 = 0,00014 мі/с.
Циркуляційна витрата з урахуванням стабілізації тиску масла у системі
V’ = 2VЦ = 2 * 0,00014 = 0,00028 мі/с.
Об’ємний коефіцієнт подачі
ηн = 0,8
Розрахункова продуктивність насоса
Vр = V’/ ηн = 0,00028/0,8 = 0,00035 мі/с.
Модуль зачеплення зуба m = 5мм = 0,005м.
Висота зуба h = 2m = 2 * 5 = 10мм = 0,01 м.
Число зубців шестерні z = 8.
Діаметр початкового кола шестерні D0 = m z = 8 * 5 = 40мм = 0,04м.
Діаметр навколищнього кола шестерні D = m (z + 2) = 5 * (8 + 2) = 50мм = 0,05м.
Механічний ККД масляного насоса ηм.н = 0,89
Потужність, що витрачається на привід масляного насоса, кВт:
NН = Vрр/(ηм.н * 10і) = 0,00035 * 5 * 10⁵/(0,89 * 10і) = 0,196
Розрахунок системи охолодження
Розрахунок водяного насоса
За данними теплового балансу кількість тепла, відведеної від двигуна рідиною: Qв = 55768,9 Дж/с; середня теплоємкість води сж = 4187 Дж/(кг*К); середня щільність води ρж = 1000 кг/мі. Натиск, що здійснюється насосом, приймається рж = 80000 Па, частота обертання насоса nв.н = 2000 об/хв.
Циркуляційна витрата води у системі охолодження
Gж = Qв/(сж ρж ΔТж) = 55768,9 /(4187*1000*10) =0,0013 мі/с,
де ΔТж = 10 – температурний перепад води при вимушеній циркуляції, К.
Розрахункова потужність потужність насоса
Gжр = Gж/η = 0,0013/0,84 = 0,0015 м/с,
де η =0,84 – коефіцієнт подачі насосу.
Радіус вхідного отвору крильчатки
r1 = √ Gжр/(πс1) + rІ0 = √0,0015/(3,14 * 1,7) + 0,02І = √0,0015/5,3384 = 0,0167м,
де с1 = 1,7 – швидкість рідини на вході у насос, м/с;
r0 = 0,02 – радіус ступіци крильчатки, м.
Колова швидкість потоку рідини на виході з колеса
u2 = √1 + tgα2ctgβ2 * √ рж/βжηh = √1 + tg8˚ctg40˚ *√ 80000/(1000 * 0,66) = 11,9м/с
де α2 = 8˚, а β2 = 40˚; ηh = 0,66 – гідравлічний ККД насоса.
Радіус крильчатки колеса на виході
r2 = 30 u2/(π nв.н) = 30 * 11,9/(3,14 * 2000) = 0,057 м.
Колова швидкість входа потока
u1 = u2 * r1/ r2 = 11,9 * 0,0068/0,057 = 6,9м/с
Кут між швидкостями с1 та u1 приймається α1 = 90˚, при цьому
tgβ1 = с1/ u1 =1,7/6,9 = 0,246 → β1 = 15°38ґ
Ширина лопатки на вході
b1 = Gжр/(2π r1 – zδ1/sin β1) с1 = 0,0015/(2*3,14 * 0,0068 – 6 * 0,004/sin 15°38ґ) * 1,7 = 0,004 м
де z = 6 – число лопаток на крильчатці насоса;
δ1 = 0,004 – товщина лопаток у входа, м.
Радіальна швидкість потока на виході з колеса
сr = (Рж tgα2)/(ρж ηh u2) = (80000 tg8˚)/(1000 * 0,66 * 11,9) = 1,43 м/с
Ширина лопатки на виході
b2 = Gжр/(2π r2 – zδ2/sin β2) сr = 0,0015/(2*3,14 * 0,057 – 6 * 0,004/sin40˚)1,43 = 0,0105 м.
Міцність, яку споживає рідинний насос:
Nв.н. = Gжр рж/1000 ηм = (0,0015 * 80000)/(1000 * 0,84) = 0,5 кВт
де ηм =0,84 – механічний ККД рідиного насосу.
Розрахунок системи газорозподілу
Для газообміну в існуючих автомобілях і тракторних двигунах застосовуються клапанні механізми, виконані в більшості випадків по двом конструктивним схемам: з верхнім та нижнім розташуванням клапанів. Проектований двигун містить механізм газорозподілу з верхнім розташуванням клапанів (по одному впускному та випускному).
Рисунок 2. Схема клапана
Проектування механізму газорозподілу починається з визначення прохідного перерізу сідла клапана Fкл
Fкл = Vпср * Fп/(ікл * ωвп) = 14,5 * 0,008/(1 * 105) = 11 смІ
де Vпср = 14,5 м/с – середня швидкість поршня;
Fп = 0,008 мІ - площа поршня;
ікл = 1 – число одноіменних клапанів;
ωвп =45 м/с – швидкість клапана у проходному перерізі клапана.
Враховуючи, що через горловину проходить стебло клапана, їїплощу звичайно приймають Fгор = (1,1-1,2)Fкл = 1,15 * 11 = 12,65 смІ
Діаметр горловини обмежується можливість розташування клапанів у головці блока при заданому диаметрі
dгор = √4 * Fгор/ π = √4 * 12,65/3,14 = 4 см.
Максимальна висота підйому клапана при куті фаски клапана α = 45є
hкл = √4,93 * dІгор + 4,44 * Fкл/2,2 – dгор = √4,93 * 4І + 4,44 * 11/2,22 – 4 = 1,09 см.