Тепловой расчет двигателя

Тепловой расчет двигателя

1. ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ К ВЫПОЛНЕНИЮ ТЕПЛОВОГО РАСЧЁТА

.1 Параметры окружающей среды

Давление и температуру окружающей среды при выполнении расчетов по варианту принять:

Р_о=0,1012(МПа);

Т_о=294(К).

.2 Элементарный состав и техническая характеристика топлива

Жидкие моторные топлива, используемые для автомобильных двигателей внутреннего сгорания, представляют собой совокупность целого ряда углеводородных соединений.

Его элементарный состав по массе можно представить как:

C+H+O_T=1кг

где: С - содержание углерода; кг/кг топлива; Н - содержание водорода; кг/кг топлива; О_т - содержание кислорода в соединениях топлива; кг/кг топлива;

Для карбюраторных двигателей, где в качестве топлива используется бензин, с содержанием: С=0,858; Н=0,142; О_т= 0. Низшая теплотворная способность топлива для бензина составляет - H_u=43930 кДж/кг топлива.

Молекулярную массу топлива используемого для автомобильных карбюраторных двигателей принять m_т=115 кг/кмоль.

Соотношение количества остаточного водорода и окиси углерода в составе продуктов сгорания принять равным величине К=0,5

1.3 Подогрев заряда в процессе впуска

Свежий заряд при движении во впускной системе и цилиндре соприкасается с горячими стенками. В результате происходит некоторое повышение температуры смеси. Аналитическое определение ΔТ осложняется отсутствием данных для определения коэффициента теплоотдачи и средней температуры поверхностей. В связи с этим при тепловом расчете его значение подбирают на основе ранее полученных экспериментальных результатов, с учетом физики происходящих явлений. В карбюраторных двигателях часть тепловой энергии заряда расходуется на испарение мелкораспыленного топлива. В конечном итоге степень подогрева заряда в процессе впуска оценивается значением ΔТ в пределах 0...20.

.4 Параметры процесса выпуска отработавших и остаточных газов

двигатель рабочий газ тепловой

Качество протекания процесса наполнения цилиндра во многом определяется параметрами выпуска отработавших газов: давлением на выпуске - P_r и температурой отработавших газов - T_r.

Величина P_r определяется давлением внешней среды - P_o. При расчете коэффициентов остаточных газов и наполнения принимаем давление - =. Принимаем =1,16=0,1174(МПа).

Температура отработавших газов Т_r зависит от состава смеси, степени расширения и теплообмена при расширении и выпуске. Температура остаточных газов для бензиновых двигателей в зависимости от ранее приведённых условий изменяется в пределах Т_r =950…1050 К. Значения P_r и T_r принимаем самостоятельно исходя из условий окружающей среды и особенностей конструктивных параметров прототипа согласно задания. Принимаем Т_r =1000 К.

1.5 Суммарный коэффициент сопротивления впускной системы

Совершенство организации, процесса впуска и соответственно параметры конца впуска во многом определяется оригинальностью конструкции самой системы впуска и характеризуется ее суммарным коэффициентом сопротивления - (β²+ζ). Здесь p=W_ц/W_вп определяет гашение скорости движения смеси при поступлении в цилиндр, ζ - коэффициент гидравлического сопротивления системы впуска, отнесенный к наиболее узкому ее сечению, сечение впускного клапана. При хорошо сконструированной системе впуска ее суммарный коэффициент сопротивления составляет (β²+ζ)=2,0... 3,5. Принимаем (β²+ζ)=2,67.

.6 Показатель политропы сжатия

Значение параметров процесса сжатия определяется термодинамическими параметрами рабочей смеси в начале сжатия, степени сжатия и характера теплообмена, интенсивность и направление которого и должен отражать показатель политропы сжатия. В начале процесса сжатия температура смеси ниже температуры поверхностей стенок и температура смеси повышается как за счет сжатия, так и в результате подвода теплоты от стенок поэтому n₁>к. Затем температуры стенок и рабочей смеси постепенно выравниваются (n₁=к), а при дальнейшем сжатии температура смеси больше температуры стенок, происходит теплоотдача в стенки цилиндров и камеры сгорания (n₁<к). Здесь к - показатель адиабаты, к=1,41.

Таким образом, значение n₁ в процессе сжатия является переменным, зависит от характера теплообмена с учетом принятой системы охлаждения, частоты вращения, следовательно, времени в течение которого происходит теплообмен, конструктивных особенностей двигателя и теплопроводности материала поршня, головки цилиндров и гильзы, в расчете принимаем его среднее значение с учетом всех выше перечисленных факторов. При расчётах рабочего цикла двигателя с полной нагрузкой и при максимальной частоте вращения предварительные его значения принимают n₁ = 1,35…1,38,принимаем n₁ =1,377.

.7 Показатель политропы расширения

Значение термодинамических параметров рабочего тела в процессе расширения также определяется на основе аналитических зависимостей политропного процесса с постоянным показателем n₂. Его значение, также как и значение показателя политропы сжатия, определяется характером протекания теплообмена в процессе расширения. Предварительное его значение принимаем на основе собственных соображений в пределах n₂=1,23...1,28,принимаем n₂=1,25.

.8 Коэффициент использования теплоты

Значение коэффициента использования теплоты учитывает эффективность использования теплоты на участке сгорания. Его конкретные значения близко отражают долю теплоты, которая активно расходуется на повышение температуры рабочего тела и совершение работы. На основе опытных данных его значение при работе двигателя с полной нагрузкой изменяются в пределах: для карбюраторных двигателей ζ_z=0,85...0,9.Принимаем ζ_z=0,87.

.9 Коэффициент степени повышения давления

Значение коэффициента степени повышения давления λ=Р_z/Р_с принимается для ограничения максимальных значений давления в рабочем цикле для дизельных двигателей.

1.10 Коэффициент скругления индикаторной диаграммы

Расчет максимальных значений температуры и давления рабочего цикла в двигателях с искровым зажиганием, со сгоранием смеси и подводом теплоты при V=const, дает несколько завышенные значения, по сравнению с получаемыми при экспериментальных исследованиях. В реальном двигателе процесс сгорания занимает некоторый промежуток времени (30...50)^оп.к.в. и захватывает часть процесса расширения. Поэтому максимальное значение давления и температуры смещены обычно на (15...20)^оп.к.в. после ВМТ и имеют более низкие значения. В связи с этим при построении индикаторной диаграммы и определения действительного значения P_zд вводим поправочный коэффициент снижения максимального давления

_zд = 0,85?P_{z max}.

Все другие значения исходных данных: ход поршня двигателя прототипа - S_nn, отношение радиуса кривошипа к длине шатуна - l,077 отношение хода поршня к диаметру цилиндра S_п/D_ц проектируемого двигателя, номинальная мощность - N_e кВт, частота вращения n мин^-1 и число цилиндров выбираем и заносим в таблицу исходных данных на основе технической характеристики двигателя прототипа и полученного задания на проектирование двигателя.

.11 Степень сжатия двигателя

Для обеспечения нормальной работы двигателя, октановому числу бензина должно соответствовать и определенное значение степени сжатия. Для конструируемого двигатель, эксплуатируемом на бензине марки АИ-80, выбираю степень сжатия 9,3.

Таблица 1, Исходные данные к тепловому расчету

2. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ И ОЦЕНОЧНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ РАБОЧЕГО ЦИКЛА ДВИГАТЕЛЯ

.1 Расчет параметров рабочего цикла теплового двигателя

.1.1 Расчет процесса впуска

Протекание газообмена в цилиндре двигателя включает удаление из цилиндра отработавших газов и наполнение его свежим зарядом. Задачей расчета процесса газообмена является определение следующих конечных его параметров.

) Давление и температура заряда в начале сжатия - р_а,Т_а;

) коэффициент остаточных газов - γ_r,

) коэффициент наполнения - η_v.

Для определения их значений в начале определим:

Плотность воздуха окружающей среды

 (кг/м³);

Среднюю скорость смеси (воздуха) на впуске в сечении клапана из уравнения с учетом диаметра цилиндра, хода поршня прототипа

 (м/с);

где S_пп - ход поршня для двигателя, рекомендуемого прототипа;

n - заданная частота вращения коленчатого вала, мин ^-1.

Скорость смеси должна составлять 50-90 м/с.

В расчетах принимаем скорость смеси W_см = 70м/с за счет конструктивных изменений впускной системы.

Тогда давление в процессе впуска и к началу такта сжатия - Р_а равно

Коэффициент остаточных газов - γ_r характеризует качество очистки цилиндра, и содержание остаточных газов в рабочей смеси. Определяем из соотношения

;

где Т_r, P_r, - соответственно температура и давление остаточных газов, К и МПа;

ε - степень сжатия двигателя;

ΔТ - степень подогрева смеси на впуске, К;

Т₀ - температура окружающей среды.

Температура рабочей смеси в конце впуска несколько возрастает за счет подогрева от стенок впускного трубопровода, цилиндра, камеры сгорания и при перемешивании с горячими остаточными газами. Ее значение определяется из зависимости:

( К).

Основным оценочным показателем совершенства организации процесса газообмена является коэффициент наполнения цилиндра определяем его значения из выражения:

2.1.2 Расчет процесса сжатия

Основное назначение процесса сжатия - повышение термодинамических параметров состояния рабочей смеси и ее концентрация в небольшом по геометрическим размерам ограниченном объеме камеры сгорания перед воспламенением. Процесс сжатия смеси в двигателе происходит при движении поршня от HMT к ВМТ. Носит политропный характер с переменным показателем политропного процесса n₁=1,37.

Значения давления P_с и температуры Т_с в конце сжатия определяем из соотношения зависимостей термодинамических параметров для политропного процесса:

 МПа;

 К.

.1.3 Определение состава, количества и физико-технических характеристик рабочей смеси и продуктов сгорания

Определим теоретическое количества воздуха необходимое для обеспечения полного сгорания одного кг топлива:

В килограммах:

где О_т - содержание кислорода в составе топлива;

С - содержание углерода в составе одного кг топлива;

Н - содержание водорода в составе одного кг топлива.

В киломолях:

 .

В зависимости от типа двигателя и режима работы количество поступающего воздуха на каждый 1 кг топлива может быть меньше или больше. Отношение этого действительного количества воздуха l_д к теоретически необходимому для обеспечения полного сгорания топлива l₀, определяет состав рабочей смеси и оценивается коэффициентом избытка воздуха - α. Его значение для проектируемого двигателя определено заданием. Тогда количество свежей смеси М₁ при использовании одного кг топлива для карбюраторных двигателей составит:

 ;

где μ_T - молекулярная масса топлива.

Теплоту, которая выделяется при полном сгорании 1 кг топлива без учета конденсации водяного пара в продуктах сгорания, принимаем согласно исходным данным - H_u.

В карбюраторных двигателях, при работе двигателя на обогащённых смесях, при α<1.0, происходит не полное сгорание топлива. Недогорание носит химический характер в результате недостатка воздуха и кислорода содержащегося в смеси.

Количество не выделившейся теплоты при сгорании смеси равно:

, т.к. α>1

Количество выделившейся теплоты, в том числе с учётом химического недогорания смеси, при сгорании смеси равно:

.

Средняя мольная теплоемкость свежей смеси в конце сжатия и в интервале температур (0...1500)^оС принимается равной:

Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце сжатия при α>1 равна:

Среднюю мольную теплоемкость рабочей смеси определим из выражения:

Температура t_с - выражает температуру в конце сжатия в градусах Цельсия.

.1.4 Расчет состава и количества продуктов сгорания

Состав и количество продуктов сгорания зависит, в том числе и от коэффициента избытка воздуха. В состав продуктов сгорания при избытке топлива и неполном выгорании топлива, при α>1, входят: окись углерода СО, двуокись углерода СО₂, водяной пар Н₂О, избыточный водород Н₂ и азот воздуха.

Количество отдельных компонентов и их суммарное значение определим из соотношений полученных согласно упрощенных реакций окисления углерода и водорода при сжигании одного кг топлива.

При α>1:

где

.

В процессе сгорания и химических преобразований происходит изменение количества молей рабочей смеси:

 кмоль.

Относительное изменение объема сгоревшей смеси характеризует коэффициент молекулярного изменения:

Относительное изменение объема при сгорании рабочей смеси, с учетом содержания остаточных газов, оценивается действительным коэффициентом молекулярного изменения рабочей смеси

.1.5 Процесс сгорания

Сгорание смеси является основным физическим процессом рабочего цикла двигателя. Первая часть, выделившейся при сгорании, используется на повышение внутренней энергии и совершение работы. Вторая часть передается в стенки камеры сгорания, и днище поршня. Доля активной теплоты учитывается коэффициентом активного использования теплоты z_z и практически приравнивается к максимальному значению коэффициента активного тепловыделения.

Значения термодинамических параметров в характерных точках цикла Рz и Тz определяем на основе первого закона термодинамики.

;

Для рабочего цикла двигателей с искровым зажиганием уравнение выглядит следующим образом:

;

Применительно к реальному циклу для двигателей с искровым зажиганием уравнение сгорания принимает вид:

где  - средняя изохорная мольная теплоемкость газовой смеси с составом продуктов сгорания после окисления топлива:

где  - средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания.

Средние мольные теплоемкости компонентов продуктов сгорания в диапазоне температур от 1500 до 2800^оС с достаточной степенью точности могут быть вычислены по эмпирическим зависимостям:

;

;

После выполнения математических операций получим выражение вида:

Тогда максимальная температура рабочей смеси в цикле определим из зависимости:

Максимальное давление цикла для двигателя с искровым зажиганием определяем как:

 МПа

Степень повышения давления

Действительное значение максимального давления

 МПа.

.1.6 Процесс расширения

Процесс расширения в рабочем цикле представляется как основной этап, где происходит превращение тепловой энергии в механическую работу. На его начальном участке +20...30^оп.к.в. после ВМТ продолжается интенсивный процесс подвода теплоты. В то время, большая разность температурного состояния рабочего тела и окружающей среды совершает процесс в условиях расширения. В начале расширения продолжается интенсивное сгорание топлива. Одновременно, с учетом больших скоростей движения газов и большой разности температур стенки цилиндропоршневой группы обеспечивают присутствие процесса интенсивного теплообмена. Таким образом, процесс расширения носит явно выраженный политропный характер. Значение показателя политропы предварительно принимаем при выборе исходных данных и уточняем в расчете процесса расширения. С учетом статистических данных и особенностей проектируемого двигателя в пределах n₂=1,23...1,28.

Исходя из термодинамических параметров при политропном процессе, давление и температуру в конце расширения определим по формулам:

МПа;

К.

Правильность выбора значения температуры и давления остаточных газов оценивается сравнением принятых значений и полученных расчетным путем, по величине Т_r

Расхождение принятого значения Т_r и полученного, согласно зависимости меньше допустимых 6 %.

.2 Определение индикаторных показателей рабочего цикла двигателя

Степень совершенства организации и эффективности рабочего цикла двигателя по превращению тепловой энергии в механическую работу оценивается расчетным определением индикаторных показателей, механических потерь, эффективных показателей рабочего цикла и основных размеров проектируемого двигателя.

Среднее индикаторное давление - Р_icp как показатель качества и совершенства организации рабочего цикла определяет работу, которая совершается или совершалась бы одним литром (ед. объема) рабочего объема. Физически, среднее индикаторное давление - это условное среднее давление, которое действовало бы на поршень двигателя на протяжении всего процесса расширения, и при этом совершалась бы та индикаторная работа, что и при переменном расчетном значении давления.

Среднее индикаторное давление определяем из выражения:

С учетом скругления индикаторной диаграммы действительное среднее индикаторное давление определим из выражения:

 МПа.

Индикаторный КПД - характеризует степень использования теплоты топлива и долю ее превращения в индикаторную работу:

Индикаторный удельный расход топлива:

.

Индикаторная мощность - это работа, совершаемая рабочим телом за единицу времени:

2.3 Определение механических потерь при совершении рабочего цикла

К механическим потерям относятся потери на преодоление сопротивлений сил трения, привод вспомогательных механизмов, газообмен, привод компрессора, масляного насоса, водяного насоса, генератора, прерывателя-распределителя. Для различных типов двигателей величина потерь среднего индикаторного давления приравнивается величине среднего давления механических потерь. Оно определяется из следующего соотношения:

МПа;

где  м/с - средняя скорость поршня;

n - номинальная частота вращения согласно задания;

S_п - ход поршня ранее принятый по прототипу, в метрах.

.4 Эффективные показатели рабочего цикла для проектируемого двигателя

Среднее эффективное давление:

МПа.

Эффективная мощность - выражает эффективную работу в единицу времени:

Механический КПД:

Эффективный КПД определяет долю общей теплоты, использованной в рабочем процессе на совершение полезной работы на валу двигателя:

Эффективный удельный расход топлива определяется для оценки экономичности работы двигателя и определяет количество топлива, которое расходуется на воспроизведение одного кВт часа энергии:

 ;

.5 Определение геометрических размеров цилиндра и кривошипно-шатунной группы двигателя

Согласно назначенного значения эффективной мощности, заданной частоты вращения и полученных значений эффективных показателей рабочего цикла определим необходимый общий рабочий литраж двигателя:

 м³;

и рабочий объем одного цилиндра:

 л.

Определившись с рабочим объемом цилиндра, определим его диаметр, с учетом заданного соотношения хода поршня к диаметру цилиндра S/D:

 мм;

соответственно отношению (S/D), ход поршня будет равен:

мм;

После определения размеров диаметра цилиндра и хода поршня уточняем окончательные значения рабочего литража двигателя, эффективной мощности, крутящего момента и часового расхода топлива.

Общий рабочий литраж:

л.

Эффективная мощность:

кВт.

Эффективный крутящий момент:

.

Часовой расход топлива двигателем:

кг/ч.

Средняя скорость поршня:

м/с.

.6 Расчет, построение и анализ внешней скоростной характеристики

Для анализа работы автомобильных двигателей используются различные характеристики, обычно получаемые экспериментальным путем при испытаниях. При проектировании нового двигателя отдельные характеристики (например, скоростная) могут быть построены расчетным путем. Скоростные характеристики подразделяются на внешние и частичные. Внешняя скоростная характеристика показывает зависимость основных показателей двигателя от скоростного режима при полном открытии дроссельной заслонки. Такая характеристика позволяет провести анализ и дать оценку мощностных, экономических и эксплутационных показателей при работе двигателя с полной нагрузкой.

С достаточной степенью точности внешнюю скоростную характеристику можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для режима максимальной мощности двигателя, и использования эмпирических зависимостей.

Построение кривых скоростных характеристик проводим в интервале:

от n_min=900 об/мин до n_max=(l,05÷l,2)n_N, об/мин,через интервал n=900 об/мин.

Точки эффективной мощность:

;

где N_e и n_N - номинальная эффективная мощность (кВт) и частота вращения коленчатого вала (об/мин) при номинальной мощности;

N_ex и n_х - эффективная мощность (кВт) и частота вращения коленчатого вала в искомой точке скоростной.

Точки эффективного крутящего момента,в Нм:

;

Точки среднего эффективного давления,в МПа:

;

где -литраж двигателя

-текущее значение мощности, в кВт.

Точки удельного топливного расхода(г/кВтч):

;

где g_eN - удельный расход топлива при номинальной мощности.

Часовой расход топлива, в кг/ч:

;

Для определения коэффициента наполнения необходимо задаться законом изменения α по частоте вращения.

Принимаем значения α постоянными на всех скоростных режимах, кроме минимального. При n_x=n_mj_n следует принять состав смеси несколько обогащенным:

;

Тогда текущее значение коэффициента наполнения определится из выражения:

;

Все расчетные значения точек  сведены в таблицу 3.

Таблица 3.Результат расчета скоростной характеристики

2.8 Расчёт и построение индикаторной диаграммы

Для графического построения рабочего цикла проектируемого двигателя необходимо построить его индикаторную диаграмму в координатах Р-V (давление-объем).

Индикаторную диаграмму строим на миллиметровой бумаге формата А4 (298х210). Для этого необходимо определиться с размерами отрезков ОВ - представляемого полный объем цилиндра на оси абсцисс и отрезка OZ' - выражаемого максимальное давление цикла. Отрезок ОВ представляет полный объем цилиндра и состоит из 2-х частей.

10,8 +89=99,8 мм.

Отрезок АВ принимаем равным ходу поршня, что отражает рабочий объем цилиндра в масштабе 1:1.

Отрезок ОА - представляет объем камеры сгорания, его значение определяем из соотношения:

мм;

где ε - степень сжатия.

Отрезок OZ' - выражающий максимальное давление, определим из соотношения:

мм;

где µ_р=0,045 - масштаб индикаторной диаграммы по давлению. При этом соотношении OZ/АВ находится в пределах 1,6...1,8 (для наглядности представленной диаграммы).

Таким образом, определяем значения отрезков АВ, ОА, ОВ и OZ' по оси абсцисс откладываем отрезки ОА и АВ.

Из точек О, А и В - проводим три вертикальные линии. Вертикальная линия из точки О - представляет собой ось ординаты по давлению, линия из точки А - выражает объем цилиндра (камеры сгорания) при положении поршня в ВМТ, точка В и вертикальная линия выражает полный объем цилиндра и положение поршня соответствующее НМТ.

Построив основные линии рабочего цикла двигателя, откладываем значения давления в характерных точках ВМТ и НМТ. Для этого необходимо определить их значения в миллиметрах из соотношений:

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм.

По точке атмосферного давления Р₀/μ_p проводим горизонтальную линию параллельно оси абсцисс.

Точки “с”, “z” и “r” откладываем на вертикальной линии ВМТ (точка А), точки “а” и “в” откладываем на вертикальной линии НМТ (точка В).

Методика построения индикаторной диаграммы аналитическим путем заключается в следующем. Из уравнений политропы сжатия и политропы расширения вычисляется ряд промежуточных точек текущего давления.

Промежуточные значения давления для политропы сжатия в МПа определим по выражению:

 и в миллиметрах:

где P_сх - искомое текущее давление в процессе сжатия в МПа или мм. Текущее отношение объемов V_a/V_x=OB/OХ принимаем с шагом 8,89 мм (восемь промежуточных точек) в пределах от 1 до значения степени сжатия.

Аналогично для политропы расширения:

 и

Отношение ОВ/ОХ, изменяется в интервале 1 до степени сжатия. Шаг и значения отношений ОВ/ОХ, при текущем значении ОХ, при построении политропы расширения оставляем такими же, что и при построении политропы сжатия.

Таблица 4. Результаты расчётов для построения индикаторной диаграммы

Значения промежуточных точек давления в МПа (Р_сх, Р_вх) или в мм выносим на поле индикаторной диаграммы и соединяем, плавной кривой а-с и кривой z-b. Принимаем, что процессы впуска и выпуска протекают при постоянном давлении, соответственно Р_а и P_r. Линии политропы расширения z-b, давления выпуска Р_r и политропы сжатия соединяем плавными округляющими линиями.

Положение точки Z_Д смещаем по оси абсцисс от ВМТ на (10…15)⁰ п.к.в., что составляет 1,5 - 2,0 мм (вправо). Положение точки , определяет угол предварительного открытия выпускного клапана до НМТ. Точку откладываем на половине расстояния между точками “a” и “b” на вертикальной линии с точки В. Закроется выпускной клапан в точке а, с некоторым запаздыванием после ВМТ. Впускной клапан открывается до прихода поршня к ВМТ в точке , и закроется после прохода поршнем НМТ, в точке .

Моменты открытия и закрытия впускных и выпускных клапанов подбираются экспериментально, поэтому при расчете индикаторной диаграммы фазы газораспределения необходимо брать по прототипу.' - опережение открытия впускного клапана;

а' - запаздывание закрытия впускного клапана;

с' - угол опережения зажигания.

Соединяя плавными кривыми характерные точки r', r, а', а, а", с', с", Z_д, b', b", через промежуточные расчетные точки политропы сжатия и политропы расширения получаем скругленную индикаторную диаграмму.

3. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КШМ

.1 Общие сведения к расчету динамических сил в элементах энергетической установки

Основным звеном энергетической установки предназначенной для транспортной техники является кривошипно-шатунного механизм. Его основной задачей является превращение прямолинейного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. Условия работы элементов кривошипно-шатунного механизма характеризуются широким диапазоном и высокой частотой повторения знакопеременных нагрузок в зависимости от положения поршня, характера происходящих процессов внутри цилиндра и частоты вращения коленчатого вала двигателя.

Расчет кинематики и определение динамических сил, возникающих в кривошипно-шатунном механизме, выполняем для заданного номинального режима, с учетом полученных результатов теплового расчета и ранее принятых конструктивных параметров прототипа. Результаты кинематического и динамического расчета будут использоваться для расчета на прочность и определения конкретных конструктивных параметров или размеров основных узлов и деталей двигателя.

Основной задачей кинематического расчета является определение перемещения, скорости и ускорения элементов кривошипно-шатунного механизма.

Задачей динамического расчета является определение и анализ сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме.

Угловую скорость вращения коленчатого вала принимаем постоянной, в соответствии с заданной частотой вращения.

В расчете рассматриваются нагрузки от сил давления газов и от сил инерции движущихся масс.

Текущие значения силы давления газов определяем на основе результатов расчета давлений в характерных точках рабочего цикла после построения и развертки индикаторной диаграммы в координатах по углу поворота коленчатого вала.

Силы инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма делят на силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс P_j и силы инерции вращающихся масс K_R.

Силы инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма определяем с учетом размеров цилиндра, конструктивных особенностей КШМ и масс его деталей.

Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяем эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Все детали КШМ по характеру их движения делятся на три группы:

) Детали, совершающие возвратно-поступательное движения. К ним относим массу поршня, массу поршневых колец, массу поршневого пальца и считаем сосредоточенной на оси поршневого пальца - m_n.;

) Детали, совершающие вращательное движение. Массу таких деталей заменяем общей массой, приведенной к радиусу кривошипа R_кp, и обозначаем m_к. В нее входит масса шатунной шейки m_шш и приведенная масса щек кривошипа m_щ, сосредоточенная на оси шатунной шейки;

) Детали, совершающие сложное плоскопараллельное движение (шатунная группа). Для упрощения расчетов ее заменяем системой 2-х статически замещающих разнесенных масс: массы шатунной группы, сосредоточенной на оси поршневого пальца - m_шп и массы шатунной группы, отнесенной и сосредоточенной на оси шатунной шейки коленчатого вала - m_шк.

При этом: m_шn + m_шк = m_ш,

Для большинства существующих конструкций автомобильных двигателей принимают:

m_шn = (0,2…0,3)· m_ш;

m_шк = (0,8…0,7)· m_ш.

Таким образом, систему масс КШМ замещаем системой 2-х сконцентрированных масс:

Масса в точке А - совершающая возвратно-поступательное движение

m_j = m_n + m_шn

и масса в точке В, совершающая вращательное движение

m_R = m_k + m_шк

Значения m_n, m_ш и m_к определяются, исходя из существующих конструкций и конструктивных удельных масс поршня, шатуна и колена кривошипа, отнесенных к единице поверхности диаметра цилиндра.

Таблица 5, Удельные конструктивные массы элементов КШМ

Конструктивная масса колена кривошипа  (кг/м²)

Площадь поршня равна

м²

Для начала выполнения кинематического и динамического расчёта необходимо принять значения конструктивных удельных масс элементов кривошипно - шатунного механизма из таблицы

Принимаем:

= 103,22 кг/м²

= 144,5 кг/м²

= 250 кг/м²

С учётом принятых значений определяем реальные значения массы отдельных элементов кривошипно - шатунного механизма

Масса поршня кг

Масса шатуна кг

Масса колена кривошипа кг

Общая масса элементов КШМ совершающих возвратно - поступательное движение будет равна

кг

Общая масса элементов совершающих вращательное движение с учётом приведения и распределения массы шатуна равна

кг.

Таблица 6, Исходные данные к расчету КШМ

.2 Расчетно-графическое определение динамических сил в элементах и сопряжениях КШМ

В реальных условиях основными силами, воздействующими на элементы КШМ, являются силы инерции движущихся масс и силы давления газов в рабочем объёме цилиндра при совершении рабочего цикла. Их совместное воздействие определяет суммарную силу и её производные, действующие в определённых точках КШМ.

Реальная сила давления в объёме камеры цилиндра ΔPr определится как разность абсолютного давления в объёме камеры цилиндра Pr и противодавления в объёме картере двигателя. Давление в объёме картера с достаточной точностью можно принять равным абсолютному давлению окружающей среды Ро. Тогда текущее значение давления и нагрузки от газовых сил действующих на поршень определяем из соотношения:

где Р₀ - давление окружающей среды в картере;

Р_г - текущее значение абсолютного давления газа в рабочем объёме цилиндра двигателя; его значение принимаем из массива исходных данных по индикаторной диаграмме после ее построения и развертывания по углу поворота коленчатого вала.

Для того чтобы развернуть и получить исходную информацию о давлении газов на поршень внутри цилиндра, на миллиметровой бумаге формата Al в левом верхнем углу строим индикаторную диаграмму в координатах Р-V.

Отступив 10-15мм вниз от оси абсцисс, где представлена индикаторная диаграмма, параллельно переносим отрезок хода поршня АВ, на горизонтальную ось полуокружности с диаметром равным рабочему ходу поршня . Точки А и В соответствуют положению поршня в ВМТ и НМТ на индикаторной диаграмме. Разделяем участок АВ пополам и строим полуокружность с центром в точке О.

Делим полуокружность на шесть равных частей через 30 градусов п. к. в. и соединяем полученные точки с центром точки 0 лучами 0-1, 0-2, 0-3, 0-4, 0-5, 0-6, 0-7.

В связи с тем, что шатун совершает сложное плоско-параллельное движение, текущее перемещение положения точки В (см. расчетную схему) на линии окружности радиуса кривошипа не всегда будет соответствовать прямолинейному перемещению поршня. Объём перемещения над поршнем будет дополнительно несколько увеличен за счёт отклонения нижней части шатуна при вращении по окружности радиуса кривошипа. Таким образом, при развертывании индикаторной диаграммы представленной в координатах Р-V, давление и объем занимаемый рабочим газом в цилиндре и теперь представляемые в координатах по углу поворота коленчатого вала не будет соответствовать действительному. Для исключения ошибки, при развертывании индикаторной диаграммы вводится поправка Брикса. Ее максимальное значение определяется из соотношения:

мм.

Определив ее значение, откладываем в правую сторону от точки О и обозначаем точкой О₁. После этого с нового центра - точки O₁ проводим лучи параллельные лучам 0-1, 0-2, 0-3,...0-7 и обозначаем полученные точки пересечения с окружностью 1`,2`,3`,4`,5`,6`,7` и соответственно лучи 0-1`, 0-2`, 0-3`, 0-4`, 0-5`, 0-6` и 0-7`

Полученные точки на полуокружности со штрихом - 1', 2', 3'...7' теперь будут отражать действительные значения давления и объёмов на индикаторной диаграмме соответствующим значениям угла поворота коленчатого вала. Их положение и значение объёмов можно принимать как действительные для определённого значения угла поворота коленчатого вала при построении индикаторной диаграммы в координатах P-φ.

Дальнейшая процедура перестройки индикаторной диаграммы давления газовых сил на поршень заключается в следующем. Продолжаем горизонтальную линию значения атмосферного давления Р_о вправо. Отступив от рисунка индикаторной диаграммы 15-20 мм, обозначаем точкой «О» на линии атмосферного давления начало координат Р-φ. Принимаем нанесенную линию атмосферного давления за горизонтальную ось индикаторной диаграммы в координатах Р-φ, графика изменения давления по углу поворота коленчатого вала. Для этого через каждые 15 мм по горизонтальной оси наносим шкалу значений угла поворота коленчатого вала от нуля «0» через 30 градусов п.к.в. до 720 градусов п. к. в.; что соответствует двум оборотам коленчатого вала от ВМТ и длительности рабочего цикла.

После нанесения осей индикаторной диаграммы переходим к переносу точек и значений давления из индикаторной диаграммы представленной в координатах Р-V в координаты Р-φ. Для этого, поочередно начиная с точки 1' и далее 2', 3', 4',...7', проводим вертикальные линии вверх до пересечения с линией давления на индикаторной диаграмме в координатах Р-V и переносим их значения по горизонтали до пересечения с вертикальными линиями соответствующих значений угла поворота коленчатого вала. Из точки 1' вверх проводим прямую линию до пересечения с кривой линией индикаторной диаграммы в координатах Р-V. С точки их пересечения проводим горизонтальную линию до ординаты соответствующей нулю градусов п. к. в., в координатах Р-φ. Далее из точки 2', соответствующей 30^о п.к.в., из точки 3', соответствующей 60^о п.к.в., и т.д. переходим к следующим точкам до значения 720^о п.к.в. и переносим значения давления соответствующие определенному положению коленчатого вала по углу его поворота. Соединив плавной линией полученные точки изменения давления, соответствующие каждому значению угла поворота коленчатого вала, получим развернутую индикаторную диаграмму удельных газовых сил действующих на поршень по углу поворота коленчатого вала за рабочий цикл от 0^о п.к.в. до 720^о п.к.в..

Для определения численных значений газовых сил действующих на поршень, определяем путем расчетов или прямым измерением значения ординаты ΔР_г, для каждого положения поршня и угла поворота коленчатого вала, на поле индикаторной диаграммы в координатах Р-φ. Значения определяются расчётным путём или прямым измерением от линии атмосферного давления, горизонтальная линия оси абсцисс координат Р-φ, до линии отражающей изменение давления газов по индикаторной диаграмме.

Полученные значения в мм заносим в массив результатов измерений ординат ΔРг в мм, как исходных для определения численного значения ΔРг в МПа и суммарной силы, приложенной к оси поршневого пальца КШМ.

Таблица 7, Результаты измерений ординат ΔРг

Численное значение удельной газовой силы действующей на каждый момент положения коленчатого вала (при 30⁰) определится как произведение

где Y_i - текущее значение ординаты давления для каждого положения коленчатого вала через 30^о п.к.в., принимаем из массива измерений ординат исходных данных, в мм.

m_р - масштаб давления газов, МПа/мм.

Второй основной силой, является удельная сила инерции - Рj, для возвратно-поступательно движущихся масс -  её значение определяем по зависимости:

Значение выражения  остается постоянным для заданного расчетного режима по частоте вращения коленчатого вала ω=const.

Суммарная удельная сила РΣ, приложенная в центре поршневого пальца механизма, равна для каждого данного угла поворота кривошипа сумме удельных сил давления газов ∆Р_r и сил инерции Рj:

Р_{Σ (φ)} = ∆Р_{r (φ)} + Р_j(φ)

Суммарная удельная сила Р_Σ, приложенная к оси поршневого пальца, раскладывается на две составляющие силы:

- боковую силу N, действующую в направлении стенки цилиндра перпендикулярно оси поршневого пальца и вертикальной плоскости стенки;

продольную силу S, действующую в направлении продольной оси шатуна.

Текущее значение боковой силы N = f(φ) определяем из зависимости:

 Мпа

Текущее значение продольной силы S = f(φ) определяется как произведение суммарной силы на тригонометрическую функцию - (1/cosβ):

 Мпа

Продольная сила S, перенесенная по линии ее действия в центр шатунной шейки коленчатого вала распределяется на нормальную силу К, действующую по оси радиуса кривошипа и тангенсальную силу Т, действующую по касательной к окружности радиуса кривошипа и перпендикулярно оси кривошипа, создавая крутящий момент.

Текущее значение нормальной силы К = f(φ) определяем из зависимости

, Мпа

Текущее значение тангенциальной силы Т = f(φ) определяем из зависимости:

, МПа

Таблица 8, Сводная таблица удельных сил действующих в элементах КШМ

3.3 Расчетно-графическое построение диаграммы нагрузки на шатунную шейку

Для оценки и анализа действующей нагрузки на шатунную шейку необходимо рассчитать результирующую силу R_шш, действующую на шатунную шейку. Она может быть определена путем векторного сложения сил: P_k=K+K_Rш и тангенциальной силы Т.

R_шш =

Либо векторным сложением силы S, действующей по оси шатуна на шатунную шейку, и постоянно действующей центробежной силы K_Rш, возникающей от вращения части массы шатуна, отнесенной ранее к массе вращающихся частей, сконцентрированных на оси шатунной шейки:

Таблица 9, Сводная таблица расчётных нагрузок на шатунную шейку

С целью более полного представления действия, которое оказывает сила на шатунную шейку, ее необходимо представить дополнительно в виде полярной диаграммы вектора R_шш, ориентированного относительно центра шатунной шейки, называемого полярным центром. Для этого в системе координат сил Т - P_k c центром в точке О_шш (по оси в право от точки О откладываются положительные силы Т, влево отрицательные; по оси ординат вверх - отрицательные силы Р_к, вниз положительные), откладываем их значения для различных последовательных углов п. к. в. и получим соответствующие им точки конца вектора R_шш. Полученные точки последовательно, в порядке нарастания углов п. к. в., соединяем плавной кривой. Это и будет полярная диаграмма силы R_шш с центром в точке О_шш. Луч, проведенный из центра О_шш в любую точку полярной диаграммы, отражает значение R_шш в масштабе и направление ее действия относительно центра шатунной шейки.

Для определения общего характера изменения результирующей силы R_шш, определения её экстремальных и среднего значений представляем силу R_шш в виде графической зависимости в прямоугольных координатах R_шш-φ. Значения силы принимаем из таблицы расчёта и откладываем их, с соблюдением масштаба μ_Rшш на ординате текущего угла п.к.в.

На диаграмме R_шш, представленной в прямоугольных координатах R_шш-φ, выполняем отметку ее максимального R_{шш max} и минимального R_{шш min} значения. Среднее значение результирующей силы R_{шш ср} определим также простым подсчетом площади F_Rшш под кривой R_шш-ƒ(φ) с последующим делением на длину оси φ в мм в координатах R_шш-φ.

.

.4 Расчетно-графическое определение и построение диаграммы суммарного крутящего момента

Тангенциальная сила Р_т, действующая по касательной к окружности вращения центра шатунной шейки, всегда перпендикулярна радиусу кривошипа. Если перенести реактивную силу Р_т в центр коренной шейки коленчатого вала, образуется пара сил создающая крутящий момент М_кр.ц на валу шатунной шейки двигателя.

Таким образом, график изменения тангенциальной силы за рабочий цикл от 0⁰ до 720⁰ п.к.в. представляет собой график изменения крутящего момента для одного цилиндра по углу поворота коленчатого вала в своем масштабе.

Вычислив значения М_кр.ц для каждого положения коленчатого вала через 30⁰ п.к.в. его значения заносим в таблицу 10.

Для построения кривой суммарного крутящего момента М_кр многоцилиндрового двигателя необходимо выполнить суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра. Значения сил и характер изменения крутящего момента для всех цилиндров одинаковы и отличаются только тем, что рабочий цикл каждого цилиндра смещен на величину интервала между вспышками в отдельных цилиндрах. Таким образом, для определения значений и характера изменения суммарного момента, в пределах интервала повторения, достаточно иметь значения кривой крутящего момента одного цилиндра.

Такой интервал для четырехцилиндрового двигателя будет составлять:

θ=720⁰/4=180⁰п.к.в

Таблица 10, Таблица суммирования крутящего момента для 4-х цилиндрового двигателя.

По результирующим значениям ΣМ_кр.дв с координатами М_кр.- φ построим график суммарного крутящего момента. Для этого на интервале θ по оси φ нанесем шкалу с учетом числа цилиндров и длительности между вспышками в цилиндрах.

Среднее значение крутящего момента ΣМ_{кр.дв.ср} определяется графически по площадям, заключенным между кривой ΣМ_кр.дв= f(φ) и линией ОА:

где F₁ - верхняя часть площади, как положительная и F₂ - нижняя часть площади, как отрицательная, относительно нулевой линии ОА(мм²);

ОА - длина интервала θ, в мм;

μ_м.кр. - масштаб моментов.

По мере завершения расчета для оценки выполнения всех построений необходимо выполнить сравнение значений среднего момента.

Для этого, полученное при построении значение М_кр.ср приравнять к среднему индикаторному М_кр.срi и по его значению определить эффективный крутящий момент полученный на основе построения М_е

Ошибка не превышает, следовательно расчеты были выполнены верно.

4. РАСЧЕТ УЗЛОВ И ЭЛЕМЕНТОВ ДВИГАТЕЛЯ

Расчёту деталей двигателя на прочность предшествует тепловой расчёт рабочего цикла и определение геометрических размеров основных элементов двигателя. Определение статических и динамических нагрузок, действующих в элементах деталей кривошипно-шатунного, газораспределительного механизмов и других элементах.

При выполнении проверочных расчётов определяют не геометрические размеры деталей, а напряжения в элементах детали с учётом действующих нагрузок и принятых геометрических размеров.

С учётом назначения и условий работы двигателя за расчётный режим принимают:

. Режим максимального крутящего момента при частоте вращения, когда давление газов достигает наибольшего значения, а силы инерции сравнительно малы. При расчете деталей на этом режиме максимальное значение давления газов в цилиндре принимают без учета скругления индикаторной диаграммы, а силами инерции принебригают;

. Режим номинальной мощности при расчете. Расчеты деталей производятся от совместного действия газовых и инерционных нагрузок. При расчетах деталей на этом режиме максимальное значение давления газов в цилиндре принимают с учетом скругления индикаторной диаграммы, а инерционные нагрузки рассчитывают при номинальной частоте.

. Режим максимальной частоты вращения при холостом ходе Ne=0. (для двигателей, по условиям работы часто выходящих на максимальную частоту вращения коленчатого вала в режиме холостого хода), когда силы инерции достигают наибольших значений, а давление газов незначительно. При расчете двигателей на этом режиме давлением газов в цилиндре пренебрегают.

Некоторые конструктивные данные двигателя:

Толщина стенки блока цилиндров и картера (чугун)-(3,5…8) мм = 8 мм, перегородки (4-7)мм = 6 мм;

Минимальное расстояние между осями цилиндров:

L =мм;

Толщина слоя жидкости (7-10) мм: 10 мм;

Толщина стенки мокрой гильзы (5-8)мм: 7мм;

Длина гильзы: 163мм;

.1 Конструкция головок блока цилиндра

Толщина нижней опорной плиты головки блока цилиндров

 мм;

Толщина рёбер и стенок системы охлаждения

мм

.2 Расчет силовых шпилек блока цилиндров

Силу давления газов, приходящуюся на одну шпильку на участке достижения максимального значения давления в объеме камеры сгорания, определим по формуле:

(МН);

где - максимальное давление сгорания, (МПа);

- площадь проекции поверхности камеры сгорания на плоскость стыка:

(м²);

- число силовых шпилек.

Сила предварительной затяжки. С учетом ранее предложенного решения на этапе предварительных расчетов будем считать, что суммарная и расчетная максимальная сила переменного цикла, действующая на шпильку в нагретом двигателе, определится как сумма двух сил:

(МН)

Минимальная растягивающая сила, соответственно, равна:

(МН)

где m= 3- коэффициент затяжки шпильки для соединений с прокладками;

х=0,2- коэффициент основной нагрузки резьбового соединения.

Минимальные и максимальные напряжения в силовых шпильках определяют по наименьшему сечению стержня шпильки и по внутреннему диаметру резьбы:

(МПа)

(МПа)

(МПа)

(МПа)

где - площадь минимального сечения шпильки, м²;

- площадь сечения шпильки по внутреннему диаметру резьбы, м².

Материал шпилек принимаю сталь 40ХН с пределом прочности МПа. Запас прочности по пределу прочности:

.3 Расчет поршневой группы

Поршневая группа включает: поршень с комплектом уплотняющих колец, поршневой палец и детали его крепления.

Назначение поршневой группы:

воспринимать давление газов;

передавать суммарную силу давления газов через шатун на коленчатый вал двигателя,

уплотнять надпоршневую полость объема цилиндра.

Таблица 11, Соотношения параметров элементов поршневой группы:

Радиальный зазор кольца в канавке поршня Компрессионного Маслосъёмного           

,9

Длина пальца: Плавающего              

Длина втулки шатуна: Плавающего пальца

.3.1 Расчёт поршня

Поршень подвергается воздействию нагрузок от переменного давления газов, от инерционных сил и тепловых нагрузок. К материалом, которые используются для изготовления поршней, предъявляются особые требования. Поршни автомобильных двигателей изготавливают, в основном, из алюминиевых сплавов (АЛ10В, АЛ19, АК2, АК4) и реже из чугунов (СХ4-44,…, СЧ32-52). При расчёте поршня определяем: напряжение изгиба в днище поршня, напряжение сжатия и разрыва в опасном сечении маслосъёмного кольца. Выполняется также проверочный расчет удельного давления поршня на стенки цилиндра и предотвращение заклинивания поршня в рабочем состоянии с учётом принятых геометрических размеров и монтажных зазоров. Днище поршня рассчитывается на изгиб от действия максимальных газовых усилий  как равномерно нагруженная круглая плита, свободно опирающаяся на стенки поршня.

Напряжение изгиба в днище поршня:

МПа

- давление газов в цилиндре принимаем без учёта скругления индикаторной диаграммы.

Считаем приемлемым, если его значение не выходит за пределы допускаемых напряжений с учётом наличия или отсутствия рёбер жёсткости.

Таблица 12, Допускаемые напряжения в днище поршня

При необходимости изменяем толщину днища поршня или вводим рёбра жёсткости на поршне. Головка поршня в сечении Х-Х, ослаблённая отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв.

Кроме напряжений от давления газов в днище поршня возникают тепловые напряжения из-за разности температур внутренней и наружной поверхностей. Тепловые напряжения охлаждаемых чугунных поршней:

(МПа)

где=11?10^-6 - коэффициент линейного расширения чугуна, 1/град;

Е=(1,0…1,2) ?10⁵ - модуль упругости чугуна, МПа;

λ_теп =58 - коэффициент теплопроводности чугуна, Вт/(м⋅К);

δ - толщина днища, см;

g - удельная тепловая нагрузка, Вт/м²:

g =11,63?(6000+26?n)?P_iср=1620715,17(Вт/м²).

Суммарное напряжение (МПа) в охлаждаемом чугунном днище:

(МПа)

Допустимые суммарные напряжения в чугунных днищах находятся и допускаются в пределах МПа.

Напряжение сжатия:

МПа

где - максимальная сила давления газов

 - площадь сечения Х-Х,  с учётом ослабления отверстиями для отвода масла.

м².

где  - диаметр поршня по дну канавок, м

 - площадь продольного диаметрального сечения масляного канала, м².

Допускаемые напряжения на сжатие:

для алюминиевых поршней

для чугунных

Напряжение разрыва

 МПа

где -

сила инерции

 - масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения Х-Х, определяется по геометрическим размерам или:

- масса поршневой группы, кг

 - радиус кривошипа, м

 - максимальная угловая скорость холостого хода двигателя, рад/с

 об/мин

Допускаемые напряжения на разрыв:

для алюминиевых поршней

для чугунных поршней

перемычка рассчитывается как кольцевая пластина, защемленная по окружности основания канавки диаметром:

(м)

и равномерно нагруженная пластина по площади

 (м²) силой (МН)

Напряжение среза кольцевой перемычки(МПа):

(МПа)

Напряжение изгиба кольцевой перемычки

(МПа)

Допускаемые напряжения  (МПа) в верхних кольцевых перемычках с учетом значительных температурных нагрузок находятся в пределах:

для алюминиевых поршней

для чугунных поршней

Юбку поршня  и всю его высоту  проверяем на допустимое удельное давление по формулам:

где - максимальная боковая сила, принимаем из результатов динамического расчёта, МН.

Для современных автомобильных двигателей:

В целях предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя, размеры диаметров головки Dг и юбки Dю поршня определяем исходя из наличия необходимых зазоров г и ю между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии.

Таблица 13, Значения монтажных зазоров между поршнем и стенкой цилиндра двигателя для неразрезных юбок поршней

чугун  г

ю

г = ю =

Установив Δr и Δю, определяем:

мм, и

мм.

Правильность установленных размеров D_r и D_ю проверяют по формулам:

где - и диаметральные зазоры в горячем состоянии между стенкой цилиндра и головкой поршня;

α_ц и α_п - коэффициенты линейного расширения металла цилиндра и поршня,

для алюминиевых поршней 1/град;

Т_ц, Т_г, Т_ю - соответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня в рабочем состоянии;

Т₀=293⁰С - начальная температура цилиндра и поршня.

При получении отрицательных значений и  ( натяг) поршень непригоден к работе. В этом случае необходимо изменить значение монтажных зазоров, или предусмотреть разрез юбки поршня.

При нормальной работе поршня:  

4.4 Расчет шатунной группы

По элементам конструкции шатун разделяют на три основные части. В состав конструкции входят верхняя головка шатуна, стержень шатуна и нижняя головка шатуна. Размеры и форма верхней поршневой головки шатуна определяются размерами и способом крепления поршневого пальца.

Стержень шатуна имеет всегда форму двутаврового сечения. Длина шатуна определяется в соответствии с заданным значением отношения радиуса кривошипа к длине шатуна.

Кривошипные головки шатунов выполняются разъёмными. Нижнюю крышку кривошипной головки шатуна подтягивают шатунными болтами. Для ограничения массы шатуна и габаритных размеров нижней головки отверстия под шатунные болты максимально приближают к шатунной шейке коленчатого вала. Максимальная габаритная ширина нижней головки шатуна в плоскости размещения шатунных болтов не должна превышать диаметрального размера гильзы. Такое ограничение обеспечивает безприпятственное перемещение шатуна вверх при разборке двигателя.

Основные требования предъявляемые к конструкции нижней головке шатуна:

высокая жёсткость,

минимальные габаритные размеры,

плавность формы,

возможность демонтажа шатуна через отверстие гильзы цилиндра.

При работе двигателя шатун подвергается воздействию знакопеременных и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготавливают из углеродистых или легированных сталей, обладающих высокими пределами прочности. Шатуны современных карбюраторных двигателей изготавливают из сталей 40, 45, 45Г2, а дизелей - из сталей 18ХНМА, 18ХНВА и 40ХНМА.

Расчетными элементами шатунной группы являются: поршневая и кривошипная головки, стержень шатуна, шатунные вкладыши и шатунные болты.

.4.1 Расчет поршневой головки шатуна

Максимальных значений силы нагрузок на поршневую головку шатуна достигают на участке процессов впуска и выпуска при положении поршня в верхней мёртвой точке. На определённых режимах работы двигателя максимальные напряжения разрыва могут приближаться к пределу текучести. Кроме напряжений разрыва и сжатия, в поршневой головке шатуна присутствуют предварительные напряжения от запрессовки втулки или поршневого пальца.

Поршневая головка шатуна во время процессов впуска и выпуска подвергается разрыву силами инерции P_jn поршневой группы, достигающими максимального значения при положении поршня в ВМТ и сжатию от силы давления газов Pz за вычетом инерции P_jn.

Таблица 14, Основные параметры поршневой головки шатуна

Внутр. диаметр поршневой головки Со втулкой           

Напряжения в поршневой головке шатуна, возникающие от запрессовки в неё втулки и от различия коэффициентов расширения материалов втулки и головки, характеризуются суммарным натягом.

где:

- натяг посадки бронзовой втулки.

, 1/град - термический коэффициент расширения бронзовой втулки;

, 1/град - термический коэффициент расширения стальной головки;

 - средняя температура подогрева головки и втулки при работе двигателя.

Удельное давление от суммарного натяга на поверхности соприкосновения втулки с головкой, Мпа

где:  = 0,3 - коэффициент Пуассона;

 - модуль упругости стального шатуна и пальца, МПа;

 - модуль упругости бронзовой втулки, МПа.

- соответственно, наружный диаметр поршневой головки, наружный и внутренний диаметр поршневого пальца, мм.

Напряжения от суммарного натяга на внешней и внутренней стороне поверхностей поршневой головки определяются по формуле Ляме:

На внешней поверхности:

МПа

На внутренней поверхности:

МПа.

.4.2 Расчет кривошипной головки шатуна

Нижние головки шатунов автотракторных двигателей делают разъемными с упрочняющими приливками и ребрами жесткости. Основная их половина вместе со стержнем, а крышку нижней головки скрепляют с основной двумя шатунными болтами.

Таблица 15, Основные конструктивные размеры кривошипной головки шатуна

Толщина стенки вкладыша: - тонкостенного     

Расчет кривошипной головки шатуна сводится к определению напряжения изгиба в среднем сечении крышки головки от инерционных сил P_jp, имеющих максимальное значение в начале впуска (φ=0) при работе двигателя на режиме максимальной частоты вращения при холостом ходе:

где  - масса крышки кривошипной головки, кг;

кг.

Напряжение изгиба крышки с учетом совместной деформации вкладышей:

где С_б - расстояние между шатунными болтами, м;

J_в и J - момент инерции расчетного сечения соответственно вкладыша и крышки;

м⁴;

м⁴;

W_ИЗ - момент сопротивления расчётного сечения крышки, в м³

r₁ - внутренний радиус кривошипной головки

где: d_шш - диаметр шатунной шейки;

t_B - толщина стенки вкладыша.

F_г - суммарная площадь крышки м вкладыша в расчётном сечении, в м²

Допускаемые напряжения для крышки шатуна: [σ_из]=100…300 МПа.

4.4.3 Расчет стержня шатуна

Стержень шатуна в автотракторных двигателях имеет обычно двутавровое сечение, обладающее большой жескостью при малой массе. В некоторых случаях в них просверливают канал для подачи масла к подшипнику верхней головки шатуна. Площадь поперечного сечения имеет переменную величину. Обычно обеспечивает плавный переход от стержня к головкам, что способствует повышению общей жёсткости шатуна.

Сила, сжимающая стержень шатуна, достигает максимального значения в начале рабочего хода при P_ZД и определяется по формуле:

Таблица 16, Основные параметры стержня шатуна

Разрывающая сила при положении поршня в ВМТ:

Стержень шатуна рассчитывают по минимальному сечению, расположенному под поршневой головкой в зоне максимальной концентрации напряжений или по среднему значению поперечного сечения стержня шатуна.

Максимальные напряжения от силы сжатия в сечении В-В

В плоскости качания шатуна

Коэффициент учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости его качания:

Момент инерции сечения В-В относительно оси х-х, м⁴:

Площадь среднего сечения стержня шатуна, мм².

В плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна

Коэффициент учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости его качания:

Длинна стержня шатуна между поршневой головкой и нижней головкой шатуна:

Момент инерции сечения В-В относительно оси у-у, м⁴:

4.4.4 Расчет шатунных болтов

Шатунные болты или шпильки при любых разъемах головок относятся к исключительно ответственным деталям, обрыв которых связан с тяжелыми аварийными последствиями, поэтому их изготавливают весьма тщательно, с плавным переходами между элементами конструкций, и подвергают термообработке. Изготавливают их из стали 35Х, 40Х, 35МА.

Шатунные болты во время работы двигателя подвергаются растяжению от действия сил инерции поступательно движущихся масс поршня и шатуна и вращающихся масс, расположенных над плоскостью разъёма кривошипной головки. Силы инерции стремятся разорвать болты. Кроме того, болты испытывают растяжение от предварительной затяжки.

Силы предварительной затяжки

 МН,

где  - число шатунных болтов.

Суммарная сила, растягивающая болт

МН,

где х - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения. По опытным данным, коэффициент х изменяется в пределах от 0,15…0,25. С уменьшением диаметра шатунного болта значение х также уменьшается.

Максимальное и минимальное напряжения, возникающие в болте, определяем в сечении по внутреннему диаметру резьбы:

МПа

МПа

где - внутренний диаметр резьбы болта, мм;

- номинальный диаметр болта, мм;

 - шаг резьбы, мм.

Среднее напряжение и амплитуды цикла:

Значение запаса прочности определяем по пределу текучести:

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.      В.М. Архангельский, М.М. Вихерт, А.Н. Воинов и др. “Автомобильные двигатели” Под ред. М.С. Ховаха - М.: Машиностроение, 1977 г.

.        А.И. Колчин, В.П. Демидов “Расчет автомобильных и тракторных двигателей.” - М.: Высшая школа, 1980 г.

.        А.А. Егоров “Автомобильные двигатели: методические указания к курсовой работе для студентов специальности 280140” ВКГТУ. - Усть-Каменогорск, 2005 г.

.        Тракторные дизели. Справочник. / Б.А.Взоров, А.В. Адамович, А.Т.Арабян, и др. / Под об. ред. Б.А.Взорова. - М. Машиностроение, 1981.-535с.

.        А.А.Егоров. Краткий анализ рабочего цикла и характеристики двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. ВКГТУ, 2001.-206с.

.        Е.В.Михайловский, К.Е.Серебряков, Е.А.Тур. Устройство автомобиля. - М. Машиностроение, 1985.-352с.

.        Дмитревский А.В., Каменев В.Ф. Карбюраторы автомобильных двигателей.- М. Машиностроение, 1990. - 224с.