о
ю
03
Q.
Ю
О
ц.
03
X
о
S
U
U
ф
•е-
о
Q.
С
ACADEMA
ВЫСШЕЕ ПРОФЕССИОНАЛЬНОЕ
ОБРАЗОВАНИЕ
АВТОМОБИЛЬНЫЕ
ДВИГАТЕЛИ:
КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Под редакцией доктора технических наук,
профессора М. Г. Шатрова
Допущено
Учебно-методическим объединением вузов РФ
по образованию в области транспортных машин
и транспортно-технологических комплексов
в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений,
обучающихся по специальностям «Автомобили и автомобильное хозяйство»
и «Сервис транспортных и технологических машин и оборудования
(Автомобильный транспорт)» направления подготовки «Эксплуатация
наземного транспорта и транспортного оборудования»
ACADEM'A
Москва
Издательский центр «Академия»
2011
expert22 для http://rutracker.org
УДК 621.4(075.8)
ББК 39.33я73
А224
Рецензенты:
проф. кафедры «Поршневые двигатели» Московского государственного
технического университета им. Н.Э.Баумана, заслуженный деятель науки РФ,
д-р техн. наук, проф. Н.Д. Чайнов\
зав. кафедрой автомобилей и тракторов Воронежской государственной
лесотехнической академии, д-р техн. наук, проф. В. С. Волков
Автомобильные двигатели: Курсовое проектирование: учеб.
А224 пособие / М.Г.Шатров, И.В.Алексеев, С.Н.Бощанов и др. ; под
ред. М.Г.Шатрова — М.: Издательский центр «Академия», 2011. —
256 с.
ISBN 978-5-7695-6858-9
Приведена методика классического теплового расчета двигателя. Основное
внимание уделено расчету ДВС без наддува на номинальном режиме. По расчету
ДВС с наддувом представлена упрощенная методика. Описаны динамический
расчет кривошипно-шатунного механизма, прочностный расчет отдельных элементов ДВС, расчет систем двигателя. Изложена методика конструктивной разработки двигателя. Приведена необходимая справочная информация, обеспечивающая работу над проектом.
Для студентов учреждений высшего профессионального оборудования.
УДК 621.4(075.8)
ББК 39.33я73
Оригинал-макет данного издания является собственностью Издательского
центра «Академия», и его воспроизведение любым способом без согласия
правообладателя запрещается
ISBN 978-5-7695-6858-9
© Коллектив авторов, 2011
© Образовательно-издательский центр «Академия», 2011
© Оформление. Издательский центр «Академия», 2011
expert22 для http://rutracker.org
ПРЕДИСЛОВИЕ
В настоящем учебном пособии, являющемся компонентом учебнометодического комплекта по двигателям внутреннего сгорания, обеспечивающего изучение дисциплины «Автомобильные двигатели»,
изложены методы конструирования и расчета автотракторных двигателей в объеме, необходимом для курсового проектирования
две.
Приведенный в пособии материал базируется на многолетнем
опыте преподавания автотракторных двигателей на кафедре «Теплотехника и автотракторные двигатели» МАДГТУ (МАДИ).
В первой главе учебного пособия рассмотрены вопросы теплового расчета двигателя. Основное внимание уделено расчету ДВС без
наддува на номинальном режиме его работы, что является первой
ступенью для освоения более сложных методик расчета. Приведена
также упрощенная методика расчета ДВС с наддувом. Итогом такого
расчета является построение индикаторной диаграммы давления
газов в цилиндре двигателя.
Во второй главе пособия приводится динамический расчет кривошипно-шатунного механизма и рассматриваются мероприятия, необходимые для уравновешивания двигателя.
В третьей главе пособия даны методика конструктивной разработки двигателя, прочностной расчет его отдельных элементов, а также
расчет систем двигателя.
Прочностной расчет реализуется после конструктивной проработки конкретной детали или узла ДВС в целях определения механических
и других нагрузок, приходящихся на рассчитываемый элемент двигателя, и оценки его работоспособности в условиях эксплуатации.
В приложениях пособия дана техническая информация, необходимая для обеспечения работы студентов над проектом. Приведены
примеры тепловых расчетов двигателей с искровым зажиганием
(ДсИЗ), дизелей без надцува и с наддувом, а также примеры динамического расчета и урановешивания ряда компоновочных схем ДВС.
Данное учебное пособие позволит студентам получить представление о принципах конструирования отдельных узлов и двигателя в
Целом с учетом выполнения требований по обеспечению заданных
параметров их надежности.
Приведенные методики расчетов максимально адаптированы к
существующим способам анализа работоспособности двигателей в
условиях различного вида нагружений и могут быть реализованы с
помощью ЭВМ.
С учетом разнообразия условий применения и специфичности
требований к различным двигателям внутреннего сгорания наряду с
общими вопросами их конструирования в пособии рассматриваются,
насколько это возможно в условиях курсового проекта, особенности
конструирования автотракторных ДВС.
Пособие разработано коллективом авторов кафедры «Теплотехника и автотракторные двигатели» МАДГТУ (МАДИ) под руководством М. Г. Шатрова в следующем составе: И. В.Алексеев, С. Н. Богданов,
С.А.Пришвин, Ю.В.Горшков, И.Е.Иванов,М.Г.Шатров, П.В.Сафронов, В. Е. Ерещенко.
Авторы будут благодарны за все замечания и предложения по улучшению содержания данного пособия, которые можно направлять по
следующим каналам. Почтовый адрес: Российская Федерация, Москва, 125829, Ленинградский проспект, 64, Московский автомобильнодорожный институт (Государственный технический университет),
кафедра «Теплотехника и автотракторные двигатели». Телефоны:
(499) 155-03-61, (499) 155-99-79 (кафедра), (499) 155-08-81 (лаборатория информационных технологий в инженерном образовании). Факс:
(499) 155-99-79. Электронная почта (e-mail): dvs@madi.ru.
Гл а в а 1
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА
ДВИГАТЕЛЯ
1.1. Исходные данные к расчету двигателя
Тепловой расчет двигателя выполняется для режима его номинальной мощности.
В качестве исходных данных для выполнения теплового расчета
задаются или предварительно выбираются необходимые конструктивные и регулировочные параметры двигателя, а также указываются некоторые конструктивные особенности, наличие которых может
повлиять либо на выбор первичных параметров, либо на показатели,
получаемые на различных этапах расчета.
Приведем исходные данные, необходимые для теплового расчета.
1. Тип двигателя: двигатель с искровым зажиганием или дизель.
2. Наличие наддува (отсутствие наддува специально не оговаривается). При наличии наддува указываются:
• тип наддува (с приводным нагнетателем или с турбокомпрессором);
• наличие или отсутствие промежуточного охлаждения;
• примерное значение степени повышения давления при наддуве
3. Тип системы охлаждения: жидкостная или воздушная.
4. Тип топливной системы (ТС) — системы питания (табл. 1.1).
5. Число клапанов на цилиндр (2...5); наличие динамического
наддува — настройки впускной системы (отсутствие настройки специально не оговаривается).
6. Тип камеры сгорания (КС) для ДсИЗ или тип камеры сгорания
и способ смесеобразования для дизелей (табл. 1.2).
7. Число и расположение цилиндров (V — V-образное; Р — рядное).
8. Номинальная мощность двигателя NeHOM, кВт.
9. Номинальная частота вращения пноы, мин 1 .
10. Степень сжатия двигателя е.
Тип ДВС
Тип топливной системы
ДсИЗ
Распределенное впрыскивание топлива во впускной
трубопровод (основной вариант);
центральное впрыскивание топлива;
впрыскивание топлива в цилиндр
Дизель
Непосредственного действия разделенного типа с
моноблочным ТНВД*;
непосредственного действия разделенного типа с
секционным ТНВД;
аккумуляторная с электронным управлением и
насос-форсунками
* ТНВД — топливный насос высокого давления.
Т а б л и ц а 1.2
Тип ДВС
Тип камеры сгорания и тип смесеобразования
ДсИЗ
Шатровая (в ДсИЗ с четырьмя клапанами на
цилиндр используется всегда);
полисферическая, полусферическая;
клиновая, полуклиновая, плоскоовальная
Дизель
Неразделенные КС (НРКС) и объемное смесеобразование;
полуразделенные КС и объемно-пристеночное
смесеобразование;
полуразделенные КС и пристеночное смесеобразование
Выбор степени сжатия ДсИЗ определяется многими факторами,
важнейшими из которых являются: тип ТС, тип камеры сгорания,
скоростной режим двигателя, диаметр цилиндра двигателя и октановое число топлива.
Для выбора степени сжатия дизелей важнейшими факторами
являются: тип КС и способ смесеобразования, частота вращения,
наличие или отсутствие наддува, размеры цилиндра.
Ориентировочные значения степеней сжатия для ДсИЗ с различными типами топливной системы и дизелей в зависимости от их
конструктивных особенностей приведены в табл. 1.3 и 1.4.
При прочих равных условиях большие значения е характерны для
шатровых КС, а меньшие — для клиновых, полуклиновых и плос-
Тип ДВС
ДсИЗ
Тип топливной системы
Степень
сжатия е
Распределенное впрыскивание
топлива во впускной трубопровод
8... 10
Центральное впрыскивание топлива
7...9
Впрыскивание топлива в цилиндр
10... 12
Т а б л и ц а 1.4
Тип ДВС
Дизель
Конструктивные особенности (тип топливной
системы, тип КС, тип смесеобразования, скоростной режим, геометрические размеры цилиндра)
Степень
сжатия е
Неразделенные КС, объемно-пристеночное
смесеобразование, п = 1800...2600 мин 1
16... 18
Неразделенные КС, пристеночное смесеобразование, п = 1 800...2600 мин-1
17... 19
Аккумуляторная ТС с насос-форсунками с
электронным управлением,
л = 3000...4000 мин-1
20... 22
Неразделенные КС, п = 1800...2400 мин 1 ,
< 1,9
14... 16
Неразделенные КС, п = 1700...2200 мин-1,
тск = 1,9...2,5
13...15
коовальных (последние применяются редко). Большие значения s
характерны также для ДсИЗ с малыми геометрическими размерами
цилиндров и большей частотой вращения коленчатого вала.
При прочих равных условиях большие значения е характерны для
дизелей с малыми геометрическими размерами цилиндров и большей
частотой вращения коленчатого вала.
И. Состав смеси, характеризуемый коэффициентом избытка воздуха а.
Для двигателей с искровым зажиганием:
• а = 0,85...0,95; большие значения коэффициента а относятся к
двигателям с лучшими условиями смесеобразования;
• а = 1 для двигателей с трехкомпонентным нейтрализатором отработавших газов.
Вид топлива
gc
Ни, МДж/кг
щ., кг/кмоль
Бензин
0,855
0,145
44,0
115
Дизельное топливо
0,872
0,128
42,6
190
Для дизелей выбор коэффициента а зависит от типа КС, способа
смесеобразования, наличия или отсутствия наддува:
• для дизелей без наддува с неразделенными КС и объемным или
объемно-пристеночным смесеобразованием а = 1,50... 1,60;
• для дизелей без наддува с неразделенными КС и пристеночным
смесеобразованием а = 1,45... 1,55;
• для дизелей с наддувом значение а увеличивается на 0,2... 0,3 единицы по сравнению с аналогичным вариантом безнаддувного двигателя.
12. Элементный состав топлива задается в массовых долях, показывающих содержание в нем углерода и водорода, а иногда и кислорода (£О£Н>#От).
Кроме того, задается и низшая теплота сгорания Ню МДж/кг.
Если эти данные не указаны в задании на курсовое проектирование,
можно использовать данные табл. 1.5, в которой приведены ориентировочные значения массовых долей gc>&H> а также значения низшей
теплоты сгорания Ни и кажущейся молярной массы топлива jx,.
13. Возможный прототип двигателя и источники информации о
нем.
Объем необходимого исходного материала определяется руководителем проекта. Если какая-либо из указанных позиций не определена
в задании, студент должен выбрать ее самостоятельно с учетом приведенных рекомендаций и согласовать с руководителем проекта.
1.2. Расчет характеристик рабочего тела
Количество свежей смеси. Количество воздуха, теоретически
необходимое для полного сгорания топлива, рассчитывается на основе массового состава топлива в килограммах воздуха на килограмм
топлива:
1 8
/0 =
0,23
\
7
или в киломолях воздуха на килограмм топлива:
А> =
1
/
Sc , 8н
0,21 V 12
4
&>т
\
32 7
Действительное количество воздуха, участвующего в сгорании,
равно а/0, кг возд./кг топл. или а£ 0 , кмоль возд./кг топл.
Количество свежей смеси для ДсИЗ, кмоль возд./кг топл.,
МХ
=А/О+—.
Ит
Количество свежей смеси для дизелей, кмоль возд./кг топл.,
МХ = а LQ.
Состав и количество продуктов сгорания. Состав и количество
продуктов сгорания рассчитываются с использованием данных о составе топлива и о коэффициенте избытка воздуха а. Расчет проводится в киломолях на 1 кг топлива (кмоль/кг).
Для двигателей с искровым зажиганием при а < 1 считаем, что
количество свободного водорода МН однозначно связано с количеM Hi
ством оксида углерода СО соотношением К =
= 0,50.
Мсо
Тогда количество продуктов сгорания определяется следующим
образом:
МСО=0А2±^~Ц;
МС02=^-МС0;
М Н 2 = К М с о ; М Н 2 о = ^ - М н 2 ; M N2 =0,79aA).
Суммарное количество продуктов сгорания, кмоль,
М 2 = М с о2 + М с о + МН2о + M H i + M N j .
Для дизелей количество продуктов сгорания определяется в виде
MCOL
MHL0
М02=
=
MNI
=0,79aZo;
0,21(a-l)Io.
Суммарное количество продуктов сгорания, кмоль,
м 2 = МСо2 + МН2о + М щ + Мо2.
Молярные доли компонентов продуктов сгорания определяются
следующим образом:
М
СО
~
- СО.
М2
'
Г
Мс
-
°1
М2
•
'
-
М
»2 .
М2 '
Проверка правильности определения значений выполняется по
зависимости J/-, = 1.
Теоретический коэффициент молярного изменения
М
До = —2
™ Мх
Для двигателей с искровым зажиганием ц0 = 1,02... 1,12.
Для дизелей ц0 = 1,01... 1,06.
Меньшие значения \х0 соответствуют большим значениям а.
1.3. Расчет процессов газообмена
Условия на впуске в цилиндр. Значения атмосферного давления и температуры окружающей среды на входе в двигатель задаются: р0 = 0,1 МПа; Т0 = 298 К. (Руководитель проекта может изменить
значения р0 и Т0.)
Для ДВС без наддува заданные значения р0 и Т0 считаются равными значениям давления рк и температуры Тк рабочего тела перед
впускными органами, т. е. рк = р0 и Тк = Т0.
Для ДВС с наддувом в качестве давления рк и температуры Тк
рабочего тела перед впускными органами принимаются значения
давления и температуры после компрессора или после охладителя
наддувочного воздуха при наличии последнего. (Необходимые рекомендации приводятся в подразд. 1.12.)
Плотность заряда на впуске определяется в следующем виде, кг/м3:
Р0
Ро=—~
ко
RT0
Рк
ИЛИ Кк
Р =——,
RTK
где R — газовая постоянная воздуха, R = 287 Дж/(кг • К).
Для ДВС с наддувом расчет давления рк и температуры Тк перед
впускными органами приводится далее.
Исходные данные для расчета процессов газообмена. При
расчете процессов газообмена на основании статистических данных
задаются:
• параметры остаточных газов — давление рп МПа, и температура
Тг9 К. Для ДВС с наддувом значение рг рассчитывается, а температура Тг ограничивается значением 923 К (см. подразд. 1.12);
• температура подогрева свежего заряда на впуске AT, К;
• суммарный фактор сопротивления впускного тракта J}2 + где
р — коэффициент затухания скорости потока смеси, £ — коэффициент сопротивления впускной системы;
• средняя за процесс впуска скорость смеси в наименьшем сечении
впускного тракта (в клапане) и, м/с;
• отношение теплоемкости остаточных газов к теплоемкости свежего заряда воздуха при постоянном давлении, т.е.
Ф = с' р /с р \
• коэффициент дозарядки ф}.
Ориентировочные значения исходных параметров (для расчета
процессов газообмена) приведены в табл. 1.6.
Давление рабочего тела в конце такта впуска (р^. Давление ра
определяется значением гидравлических потерь Ара во впускном
трубопроводе, МПа:
Ра=Ро-
АРа-
Для дизелей с наддувом в формулу для определения ра следует
подставлять значение давления рк.
Значение гидравлических потерь Ара зависит от скорости v потока смеси и сопротивления впускной системы, МПа:
Др^фЧ^ро-Ю-6.
Доя дизелей с наддувом в формулу для определения Ара следует
подставлять значение плотности рк.
Проверка правильности определения значения ра:
• для ДсИЗ - р а = (0,8...0,9)р0;
• для дизелей — ра = (0,85... 0,95)р0;
• для дизелей с газотурбинным наддувом —ра = (0,87... 0,97)рк.
Значение ра увеличивается с уменьшением пном и уменьшением
сопротивления впускного тракта.
Коэффициент остаточных газов. Коэффициент у остаточных
газов зависит от их давления и температуры (рг и Тг), подогрева заряда АТ, температуры окружающей среды Т0 и степени сжатия е:
y __ Tq+AT
рг
тг
ера - Рг
Значение коэффициента у:
• уменьшается с увеличением степени сжатия (в) и температуры
остаточных газов (Тг);
• возрастает с увеличением давления остаточных газов (/?г) и частоты вращения коленчатого вала (п).
Для дизелей с наддувом в формулу для определения коэффициента у вместо температуры Т0 следует подставлять значение температуры Тк и рассчитанное значение давления рг.
Температура рабочей смеси в конце такта впуска (Та). Температура Та зависит от температуры воздуха на входе в двигатель Т0, а
также от температуры подогрева заряда во впускном трубопроводе
А 7" и температуры его подогрева в цилиндре от остаточных газов (этот
подогрев зависит от значений у и Тг)9 К:
т _Го + АГ + фф1уГг
1 + 7Ф1
Исходные
расчетные
параметры
ДсИЗ
Дизель без надцува
р*, МПа
рг= (1,05...1,25)/>0
Pr ~ (1,05... 1,25)/?о
т*, К
900... 1 100
700... 900
Значение Тг меньше:
при меньших значениях е;
меньше а < 1 и увеличении а > 1 (для ДсИЗ);
при больших значениях а (в дизелях);
уменьшения п
ДГ*, К
0...20
15...40
Значение Д Т меньше:
при больших значениях п;
при распределенном впрыскивании бензина в ДсИЗ.
Значение Д Т выше в ДВС с воздушным охлаждением
2,5 ...4,0
2,5 ...3,5
Значение р2 + % меньше:
при распределенном впрыскивании бензина в ДсИЗ
(не более 3,5);
при двух и трех впускных клапанах
60... 100 (при
50... 80
Меньшие значения и характерны для:
ДВС с меньшими значениями лном;
ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина;
ДВС, имеющих два и более впускных клапана на
цилиндр
у, м/с
распределенном
впрыскивании не
более 80...85)
Примечания
Большие значения рг характерны для более высоких
скоростных режимов и большего сопротивления на
выпуске
1,00... 1,03
ф
Я>1
1,00... 1,02
1,03... 1,06
Значение ф уменьшается с увеличением а
Большие значения ф, характерны для:
ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина
и с управляемым динамическим наддувом
* Для дизелей с наддувом см. соответствующий раздел.
Т а б л и ц а 1.7
Расчетные
параметры
ДВС с искровым зажиганием
Дизели без наддува
Центральное впрыскивание
Распределенное впрыскивание
п — 1800... 2600 мин"1
« = 3000... 4500 мин 1
ра9 МПа
0,08...0,09
0,085...0,095
0,085...0,095
0,085...0,095
Tai К
325... 360
310... 340
310...350
300... 340
У
0,06...0,10
0,04... 0,06
0,03...0,06
0,03...0,06
л.
0,75...0,82
0,80... 0,90
0,82...0,92
0,80...0,90
Для дизелей с наддувом в формулу для определения температуры Та вместо значения Т0 следует подставлять значение Тк.
Значение температуры Та зависит от значений Т0 (Тк), АТ, у и мало
зависит от температуры остаточных газов Тг.
Большие значения температуры Та имеют двигатели с воздушным
охлаждением.
Меньшие значения температуры Та имеют быстроходные двигатели и ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина.
Коэффициент наполнения. Коэффициент наполнения г^ рассчитывается по заданным значениямр 0 , Т0, е, AT, ф, и по ранее рассчитанным значениям ра, Та и у:
ра £
Т0
ра £
7J
Лу
~ % о е - 1 Га(1 + Ф1уГ Ф1 А 8~1Го + ЛГ + ф ф1 у7;'
Для дизелей с наддувом в формулу для определения коэффициента r\v вместо значений р0 и Т0 следует подставлять давление рк и
температуру Тк.
Ориентировочные значения основных расчетных параметров процессов газообмена приведены в табл. 1.7.
Коэффициент наполнения ту
• возрастает с увеличением давления ра и уменьшается при увеличении температуры ЛТ(Т а ) и увеличении коэффициента у;
• возрастает при использовании управляемых впускных систем, а
также регулируемых фаз газораспределения;
• возрастает при использовании распределенного впрыскивания
бензина в ДсИЗ по сравнению с использованием центрального впрыскивания;
• существенно зависит от фаз газораспределения;
• как правило, уменьшается с увеличением номинальной частоты
вращения пном.
1.4. Расчет процесса сжатия
При расчете процесса сжатия предполагается, что он протекает
в течение всего хода поршня от нижней мертвой точки (НМТ) до
верхней мертвой точки (ВМТ). Сам процесс сжатия считается политропным с постоянным показателем политропы я,.
Выбор показателя политропы сжатия. Значения показателя
политропы сжатия пх принимаются с использованием данных, имеющихся в [2].
При выборе значения показателя политропы сжатия следует иметь
в виду, что все факторы, способствующие усилению теплоотдачи от
заряда к стенкам цилиндра и КС, а также утечки рабочего тела через
кольца и клапаны уменьшают значение пх. Аналогично все факторы,
уменьшающие теплоотдачу от заряда и усиливающие подвод к нему
теплоты, увеличивают пх.
Значение пх возрастает с увеличением частоты вращения коленчатого вала вследствие уменьшения времени теплообмена со стенками и повышения температуры деталей цилиндропоршневой группы,
а также вследствие уменьшения утечек заряда.
Большие значения л, характерны для двигателей с воздушным
охлаждением.
Меньшие значения пх характерны для двигателей с жидкостным
охлаждением, а также для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, которые обеспечивают более
интенсивную теплопередачу.
Уменьшение относительной поверхности охлаждения (F N 0 B /V H 9
где FM — площадь поверхности; VH — рабочий объем) снижает теплоотдачу от заряда и увеличивает пь следовательно, значение пх
больше:
• в двигателях с большими геометрическими размерами и в короткоходных двигателях;
• в ДсИЗ с шатровыми, полусферическими и полисферическими
камерами сгорания;
• в дизелях с полуразделенными камерами сгорания и пристеночным смесеобразованием, так как в последних уменьшается относительная площадь наиболее интенсивно охлаждаемой поверхности.
С увеличением степени сжатия s двигателя:
• повышается температура рабочего тела и увеличивается отвод
теплоты от него;
• увеличивается относительная поверхность охлаждения (FNOJV,)\
• повышается температура рабочего тела, что, в свою очередь,
увеличивает разность температур газов и стенок, способствуя тем
самым усилению теплоотвода в стенки;
• увеличивается теплоемкость рабочего тела, что, в свою очередь,
уменьшает значение показателя политропы сжатия пх\
• увеличиваются утечки рабочего тела через зазоры в цилиндропоршневой группе вследствие увеличения давления.
Все эти факторы приводят к тому, что с увеличением степени
сжатия s средний показатель политропы пх уменьшается.
Ориентировочные значения показателя политропы сжатия для
различных типов ДВС приведены в табл. 1.8.
Расчет параметров рабочего тела в конце процесса сжатия.
Параметры рабочего тела в конце процесса сжатия рассчитываются по следующим известным из курса термодинамики зависимостям:
Ориентировочные значения параметров рабочего тела в конце процесса сжатия приведены в табл. 1.8.
Дизели без наддува
с жидкостным
охлаждением
и= 1800...
...2600 мин-1
с жидкостным
охлаждением
п = 3000...
...4500 мин"1
с воздушным
охлаждением
п = 1800...
...2200 мин"1
1,34... 1,38
1,34... 1,37
1,36... 1,39
1,38... 1,40
рс, МПа
1,40... 2,60
3,50... 5,00
4,00...6,50
4,00... 5,50
тс, К
650... 850
800... 950
850... 1 150
1000... 1 150
Параметры
ДсИЗ
«1
Среди ДсИЗ более высокие значения давления рс и температуры
Тс имеют двигатели с большими значениями степени сжатия s и
большей частотой вращения п коленчатого вала.
Среди дизелей большие значения рс и Тс имеют быстроходные
двигатели с камерой в поршне.
1.5. Расчет процесса сгорания
Целью данного расчета является определение максимального давления и соответствующей ему температуры в процессе сгорания с
использованием уравнения 1-го закона термодинамики.
Определение теплоты сгорания рабочей смеси. Теплота сгорания рабочей смеси Нсм определяется количеством энергии, выделяющейся при сгорании 1 кг этой смеси. Значение Нсм в пересчете на 1 кмоль рабочей смеси в дальнейшем используется в уравнении
первого закона термодинамики для процесса сгорания.
Для ДсИЗ теплота сгорания рабочей смеси, МДж/кмоль, определяется по формуле
н
см
_ Hg-^Hu
у)'
где Ни — низшая теплота сгорания 1 кг топлива, МДж/кг; Мх — количество свежего заряда на 1 кг топлива, кмоль/кг; у — коэффициент остаточных газов.
Потери теплоты (в пересчете на 1 кг топлива), МДж/кг, вследствие
неполноты сгорания топлива при коэффициенте избытка воздуха а < 1
АН» = 114(1 - a)L0.
Для дизелей, у которых а > 1, потери теплоты вследствие неполноты сгорания смеси отсутствуют
Необходимое для дальнейших расчетов значение действительного
коэффициента молярного изменения рабочей смеси определяется по
формуле
Далее расчет необходимо выполнять отдельно для ДсИЗ и дизелей.
Определение максимального давления (р^ и соответствующей
ему температуры (Т.') для ДсИЗ. В целях упрощения расчетов кривая изменения давления в процессе подвода теплоты в ДсИЗ заменяется изохорой (рис. 1.1). Такая замена позволяет вместо действительного рабочего цикла ДсИЗ рассматривать цикл в процессе с подводом
теплоты при постоянном объеме (V- const).
В этом случае уравнение 1-го закона термодинамики для процесса подвода теплоты (в пересчете на 1 кг топлива) будет иметь вид
У Д , " (ЛД/)хим1 = u z - ис9
(1.1)
где — коэффициент активного тепловыделения в точке z (в точке
окончания расчетного процесса подвода теплоты на рис. 1.1); uz — внутренняя энергия рабочего тела в точке z, МДж/кг; ис — внутренняя
энергия рабочего тела в точке с (в точке окончания расчетного процесса сжатия), МДж/кг.
Коэффициент активного тепловыделения
показывает, какая
часть теплоты топлива пошла на увеличение внутренней энергии
рабочего тела на участке от начала расчетного тепловыделения (точка с) до дочки ZДля ДсИЗ коэффициент активного тепловыделения является
единственным параметром, который должен задаваться до проведения
расчета.
В современных ДсИЗ с распределенным впрыскиванием с s = 9... И
и п = 5 ООО... 6 ООО мин 1 значение коэффициента ^ задается в пределах 0,82... 0,90, причем при выборе значения ^ необходимо учитывать,
что все факторы, способствующие в процессе сгорания росту теплоотдачи от рабочего тела к стенкам КС, и факторы, снижающие скорость
сгорания или усиливающие догорание топлива, а также утечки рабочего тела через кольца и клапаны, уменьшают значение ^:
• с увеличением частоты вращения коленчатого вала уменьшается
время теплообмена рабочего тела со стенками КС, повышаются температура деталей цилиндропоршневой группы и скорость сгорания
топлива, а также снижаются утечки рабочего тела. Однако из-за
уменьшения времени, отводимого на сгорание топлива, увеличива-
о
О ВМТ
а
V
о
вмт
б
ф,° пкв
Рис. 1.1. Характерные точки рабочего цикла ДсИЗ:
а — на диаграмме в координатах р— V; б — на диаграмме в координатах /? — Ф; ф0 3 —
угол опережения зажигания; ф — угол поворота коленчатого вала (ПКВ)
ется фаза его догорания на линии расширения. Следовательно, с
увеличением частоты вращения коленчатого вала значение уменьшается;
• меньшие значения \ z характерны для двигателей с жидкостным
охлаждением, а также для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, так как эти факторы способствуют усилению теплоотдачи от рабочего тела к стенкам КС;
• большие значения \ z характерны для двигателей с воздушным
охлаждением.
При увеличении степени сжатия г двигателя увеличивается скорость сгорания топлива, что должно бы приводить к увеличению
коэффициента
Однако на практике с увеличением значения г,
как правило, происходит уменьшение коэффициента
поскольку:
• возрастает отношение площади поверхности КС к ее объему
(FKJVC), что увеличивает объем пристеночного слоя, в котором происходит гашение пламени, и затягивает процесс сгорания топлива;
• повышается максимальная температура цикла Tv что усиливает
диссоциацию продуктов сгорания и теплоотдачу от рабочего тела в
стенки;
• повышается максимальное давление рабочего цикла, что увеличивает утечки рабочего тела.
Меньшие значения коэффициента характерны для двигателей,
использующих состав смеси с а = 0,90...0,95 на номинальном режиме работы. Это объясняется влиянием диссоциации продуктов сгорания, которая максимальна при составах смеси, близких к стехиометрическому.
Значение коэффициента зависит также от типа камеры сгорания:
• большие значения %z характерны для шатровых и полисферических КС, имеющих минимальное отношение (.FK.C/JQ;
• меньшие значения \ z характерны для плоскоовальных и клиновых
(или полуклиновых) КС, имеющих мощные вытеснители, обеспечивающие интенсивное движение свежего заряда.
После приведения уравнения (1.1) к рабочему виду получим
U +yU"
1+у
<
L 2
>
где Uc — внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре Тс в точке с, МДж/кмоль; U" — внутренняя энергия одного
киломоля продуктов сгорания при температуре Тс, МДж/кмоль; Щ —
внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Tz, МДж/кмоль.
Определение максимальной температуры Tz цикла сгорания топлива сводится к решению уравнения (1.2). Часть параметров, входящих в левую часть этого уравнения, была задана
или рассчитана ранее (у, ц, Нш).
Значение внутренней энергии отработавших газов U" при температуре Тс определяется с учетом объемных долей компонентов этих
газов (г,) и их внутренней энергии {Uc)\
Щ = ^ г Щ = гС02ЩС02 + гн2о^с\\2о +rN2^cN2 + rcoU"co + гн2 U"н2 >
где г, — объемные доли продуктов сгорания.
U
Значения t/c"C02, £/"н2о>
c'co> Щн2 при температуре ^ н а ходим по таблице из прил. 1 (здесь же приведены значения внутренней энергии воздуха Uc при температуре / = tc).
Обозначив левую часть уравнения (1.2) как F b найдем истинное
значение внутренней энергии продуктов сгорания в рабочем цикле
двигателя:
(1.3)
И
Значение
зависит от температуры Tz и состава рабочего тела,
поэтому уравнение (1.2) решается методом последовательных приближений, который заключается в следующем.
Задав значение Tz = TzX в пределах реального ее диапазона, найдем
u
a =lnU",=rco2U"co2
+/н 2 о^"н 2 о
+
+ rcoU"со + гн2 U"н2 •
Значения U'Z'C02, f / ^ o ,
>
^"н 2 находим по таблице из
прил. 1 для температуры Tzl, переведя ее в градусы Цельсия (°С).
Вычисленное по уравнению (1.4) значение UzX сравним со значением U", найденным по уравнению (1.3). Если UzX < U", то при выполнении следующего шага последовательных приближений задаемся значением tz2 > tzX и повторяем расчет для вычисления следующего
значения U"2. Если при этом окажется, что Uz2 > £/", то для получения
истинного значения tz (7^) достаточно на рис. 1.2 точки UzX и Uzl соединить прямой линией и в точке пересечения этой линии с прямой U"
найти значение tv
Результаты выполненных расчетов представим в виде табл. 1.9.
Вычислить температуру tz можно также, составив соотношения
прямой пропорциональности по графику, приведенному на рис. 1.2.
Рассмотрим теперь аналитическое определение температуры tv
Используем для этого аналитические зависимости средних молярных
теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сгорания от температуры tv Эти зависимости носят линейный характер,
значит, их можно записать в виде
\хсы = а, +
(1.5)
Значения коэффициентов я, и bt для различных газов приведены
в прил. 2.
Аналогично представим среднюю молярную теплоемкость смеси
продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов:
\xcv = A + Btv
(1.6)
Здесь
А = ^ ( а л ) = а с 02гС02 + яН2о>н2о +
+ Ясо>со + Ян2>н2;
-bco2rco2 +^H2O,H2O + ^N2,N2 + ^со г со + ^н2,н2Т а б л и ц а 1.9
Параметры
п
*с
со2
со
г
г
со
со2
иТТ"
с С0
U
ТТ"
\zC0
2
2
uТТ"
lzC02
N2
Н2
н2о
R
г
г
N2
иТТ"
U
с СО
uТТ"
\zCO
u
ТТ"
2zCO
н2
cH2
U
ТТ"
\z н
ТТ"
ТТ"
2Z N
И
2
2
ТТ"
Воздух
н2о
иТТ"
сН 0
2
uТТ"
\z н2о
u
ТТ"
2z н 2 0
U"
—
—
ис
щ
—
щ
—
и*
Uz l
и*
и';
!
43
hi
h
hi и °c
Рис. 1.2. Определение t. в ДсИЗ методом последовательных приближений
Значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tz определим по формуле
U"= (4 + Btz)tz.
(1.7)
Введем обозначение D = — = U"7 и приведем уравнение (1.7) к виду
И
Bt\ + Atz - D = 0,
откуда найдем значение температуры:
-A + yjA2 +4BD
*z =
2В
Для определения теоретического максимального давления сгорания pz в ДсИЗ найдем степень повышения давления:
Х =Pz
T
z
откуда
Pz = ^Рс-
Ориентировочные расчетные значения основных параметров процесса сгорания в ДсИЗ приведены в табл. 1.10.
Большие значения X, pz и Tz относятся к двигателям с распределенным впрыскиванием бензина, с динамическим наддувом и с
большими степенями сжатия.
Необходимое для выполнения динамических и прочностных расчетов действительное значение максимального давления pZR определяем с учетом увеличения объема над поршнем двигателя к моменту
достижения этого значения:
PzR = 0£5pz.
Параметры
Числовое значение
ь
X
0,80... 0,92
р., МПа
4,5... 8,0
Tv к
2 500... 2 850
3 ^ 2 •#« 4 ^ 2
Определение максимального давления (р^ и температуры (IJ
конца цикла видимого сгорания топлива для дизелей. В целях
упрощения термодинамических расчетов сложную кривую изменения
давления в процессе подвода теплоты к рабочему телу заменяем двумя прямыми: изохорой czr и изобарой z'z (рис. 1.3). Это позволяет
вместо действительного рабочего цикла дизеля рассматривать цикл
со смешанным подводом теплоты: частично при V- const и частично
при р = const. В случае такой замены уравнение 1-го закона термодинамики для процесса подвода теплоты (в пересчете на 1 кг топлива) будет иметь вид
\zHu=UZ-Uc+h'z>
О' 8 )
где \ z — коэффициент активного тепловыделения в точке z\ Ни —
низшая теплота сгорания 1 кг смеси, МДж/кмоль; uz — внутренняя
энергия рабочего тела в точке z (рис. 1.3), МДж/кг; ис — внутренняя
энергия рабочего тела в точке с (в точке окончания расчетного процесса сжатия), МДж/кг; lz,z — механическая работа, совершаемая
при изобарном подводе теплоты.
Коэффициент активного тепловыделения \ z показывает, какая
часть этой теплоты на участке от начала расчетного тепловыделения
(точки с) до точки z пошла на увеличение внутренней энергии
рабочего тела и совершение работы расширения. Этот коэффициент учитывает: потери теплоты в процессе сгорания заряда в стенках КС; потери теплоты из-за неполноты сгорания смеси, вызванные ее локальной неоднородностью; потери теплоты, вызванные
диссоциацией продуктов сгорания.
Для дизелей до проведения расчета необходимо задать два параметра:
• коэффициент ^активного тепловыделения в точке z\
• степень повышения давления при сгорании (X) или максимальное давление цикла видимого сгорания топлива (pz).
При выборе коэффициента активного тепловыделения £,z следует
иметь в виду, что все факторы, способствующие усилению теплоотдачи от заряда топлива к стенкам КС в процессе сгорания, снижаю-
О вмт
Ф, ПКВ
а
Рис. 1.3. Характерные точки рабочего цикла дизеля:
а — в координатах р — V; б — в координатах р—(р
щие скорость сгорания или усиливающие догорание, а также утечки
рабочего тела через кольца и клапаны двигателя уменьшают значение
Следовательно, почти все рекомендации по выбору значения коэффициента \ z для ДсИЗ справедливы и для дизелей.
Вместе с тем имеется и ряд особенностей, которые необходимо
учитывать при выборе
В дизелях коэффициент заметно ниже, чем в ДсИЗ, что объясняется особенностями внутреннего смесеобразования и сгорания
неоднородных топливовоздушных смесей в них. Эти особенности
обусловливают снижение скорости тепловыделения и усиление фазы
догорания.
Коэффициент \ z в дизелях значительно более чувствителен к частоте вращения коленчатого вала, чем в ДсИЗ.
На коэффициент \ z в дизелях практически не влияет состав смеси (в тех пределах, которые используются на расчетном режиме).
Коэффициент \ z в дизелях существенно зависит от типа камеры
сгорания и способа смесеобразования, определяющих однородность
смеси в последней фазе сгорания.
Степень повышения давления при сгорании смеси X и максимальное давление цикла pz также существенно зависят от типа камеры
сгорания и способа смесеобразования. Наибольшие значения X и pz
имеют место при объемном смесеобразовании, а несколько меньшие — в случае пристеночного смесеобразования и в случае приме-
e x p e r t 2 2 для http://rutracker.org
нения ступенчатого впрыскивания топлива. С увеличением скоростного режима, как правило, давление pz возрастает вследствие повышения давления рс9 но значение X при этом уменьшается из-за
снижения доли теплоты, выделяющейся вблизи ВМТ.
Ориентировочные значения коэффициента использования теплоты
степени повышения давления X и максимального давления
цикла видимого сгорания топлива р„ для дизелей без наддува приведены в табл. 1.11.
После приведения к рабочему виду уравнение (1.8) примет вид
zHu
Mj(1+Y)
1 Q - 6 =
(
^
+ 8 3 1 4 г
1 Q - 6 )
( 1 9 )
1+Y
где Uc — внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре Тс, МДж/кмоль; U" — внутренняя энергия одного киломоля
продуктов сгорания при температуре Тс, МДж/кмоль; U"— внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре
Тс, МДж/кмоль.
Определение максимальной температуры цикла сгорания Tz сводится к решению уравнения (1.9). В правой части этого уравнения
содержатся параметры, однозначно зависящие от состава отработавших газов и максимальной температуры Tz цикла сгорания.
Учитывая, что Ни/[Мх( 1 + у)] = Нсм, уравнение (1.9) представим в
виде
Н ш + U c + y U c +8314XTC-W-6 =|ti(f7;+8 3147; 10"6).
1+Y
(1.10)
Значение внутренней энергии отработавших газов U"при температуре Тс определяется с учетом объемных долей компонентов этих
газов г, (см. подразд. 2.3) и их внутренней энергии Uci:
Uc =^,riUci =rC02UcC02 +rH20^cH20 +rN2^cN2 +Г02^с02»
где rt — объемные доли продуктов сгорания (см. подразд. 1.2).
Т а б л и ц а 1.11
Тип камеры сгорания и способ
смесеобразования
Параметры
5с
X
Камера в поршне, объемное или
объемнопристеночное смесеобразование
0,70...0,85
1,7...2,2
Камера в поршне, пристеночное
смесеобразование
0,65...0,75
1,4... 1,8
рг, МПа
6,5... 8,0
П И
Значения f/c"C02, */"н2о> u "n 2 ,
Р температуре Тс находим
по таблице прил. 1 (где в качестве аргумента используется температура /с, °С, а также приводятся значения внутренней энергии воздуха
Uc при температуре tc).
Далее вычисляем левую часть уравнения (1.10), обозначив ее F{.
В правую часть этого уравнения входят две неизвестные величины — температура Tz в конце цикла видимого сгорания рабочего тела
и внутренняя энергия U", зависящая от значения этой температуры и
состава рабочего тела. Поэтому уравнение (1.10) решаем методом последовательных приближений, который заключается в следующем.
Правую часть уравнения (1.10) обозначим F2. Затем зададим значение температуры Tzl (t = tz,) в пределах реального ее диапазона и вычислим внутреннюю энергию компонентов свежей смеси:
+ ' H 2 O ^ V + 'N 2 ^N 2 + / о б о значения U"со2, U"Н2о, U'z'N , U"н2 определяются по табл. П1.1
(см. прил. 1) для температуры Tzb переведенной в tzX.
Полученное значение F2 = F2_, сравниваем с F] (рис. 1.4).
Если F2_X > FB то при следующем шаге вычислений уменьшаем tz,
принимая ta < tzl, и повторяем цикл, снова вычисляя F2 = F2_2.
Если F2_2 < F{, то для получения истинных значений tz значения
F2_, и F2_2 соединяем прямой линией, и в точке пересечения этой
прямой с Fx находим искомое значение tv
Результаты выполненных расчетов представим в виде табл. 1.12.
Вычислить температуру tz можно также, составив соотношения
пропорциональности по графику, приведенному на рис. 1.4.
Рассмотрим теперь аналитическое решение данной задачи. В этом
случае используем аналитические зависимости средних молярных
теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сгорания от температуры tv Эти зависимости носят линейный характер,
т. е. их можно записать в виде
Iхсщ =ai + bitz.
Т а б л и ц а 1.12
Параметры
п
tc
со2
N2
о2
н2о
R
CO2
R
Г
г
и
ТТ"
сС 02
U
ТТ"
tzl
ТТ"
hi
77"
u
lzC0
N2
c N2
ТТ"
2
ТТ"
О2
н2о
Воздух
—
F{nF2
—
ис
U'c'o2
и
ТТ"
с Н20
u
ТТ"
\z02
ТТ"
u
\z н2о
—
ТТ"
2z 02
ТТ"
u
2z Н20
—
Рг-г
fc
к\ и °с
h
Рис. 1.4. Определение температуры tz дизеля методом последовательных
приближений
Значения коэффициентов a t и bt для различных газов приведены
в прил. 2.
Аналогично представим среднюю молярную теплоемкость смеси
продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов:
\x.cv = A + Btz.
Здесь
Л =X
) = асо2 >со2 + ян2о>н2о + яN > N + ао2 Го2 + ащ гщ;
В =X
) = 6Со2 /со2 + ^JO^HJO + *N2 **N2 + b 0l r 0 i + bH2 г щ .
2
2
Значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tz определим по формуле
(А + Btz)tv
С учетом принятого обозначения Fx и выражения для Uz запишем
уравнение (1.10) в виде
= Btl + Atz + 8 314(L + 273) • 10"6
или
/
3
+ (у4 + 8,31410~ )/г -
V
8,314-273 10"3 | = 0.
р
-3
Обозначив Д =А + 8,314- Ю и D =—-2,27, запишем
JUL
откуда найдем значение температуры:
г
~
2В
Тип камеры сгорания и способ
смесеобразования
Tz, К
Р
Камера в поршне, объемное или объемнопристеночное смесеобразование
1900... 2 300
1,2... 1,4
Камера в поршне, пристеночное смесеобразование
1800...2 150
1,4... 1,6
Степень повышения давления определим из выражения
Т
с
Тогда степень предварительного расширения найдем в виде
м =
хтс
К'
откуда Vz = Vcp.
Степень последующего расширения
V
vz
V
Кр
е
р
Ориентировочные расчетные значения максимальной температуры Tz рабочего цикла дизеля без наддува и степени предварительного расширения р приведены в табл. 1.13.
1.6. Расчет процесса расширения
При расчете процесса расширения ДсИЗ считается, что он протекает в течение всего хода поршня от ВМТ к НМТ.
Для дизелей рассчитывается процесс последующего расширения,
начинающийся в точке z, где достигается максимальная расчетная
температура рабочего цикла Tz9 а положение поршня определяется
объемом надпоршневого пространства Vz = pVc. Сам процесс расширения условно считается политропным с постоянным показателем
политропы я2.
Выбор показателя политропы расширения. Средние значения
показателя политропы расширения п2 находят из анализа экспериментальных индикаторных диаграмм современных автотракторных
двигателей [2]:
• для ДсИЗ
п2- 1,22... 1,30.
• для дизелей п2 = 1,18... 1,26.
При выборе значения п2 в указанных пределах следует иметь в
виду, что все факторы, способствующие усилению подвода теплоты
к рабочему телу в процессе расширения или уменьшающие теплоотдачу в стенки от рабочего тела, уменьшают п2. Аналогично все факторы, уменьшающие подвод теплоты к рабочему телу или усиливающие теплоотдачу от него, увеличивают п2. Следовательно:
• чем длительнее догорание рабочего тела на линии расширения
и чем меньше значение коэффициента активного тепловыделения
тем меньше значение пъ и наоборот, чем лучше организован процесс
сгорания рабочего тела и чем больше значение коэффициента %v тем
больше значение п2\
• с увеличением частоты вращения коленчатого вала возрастание
скорости сгорания рабочего тела не компенсирует сокращения времени, отводимого на его сгорание. В результате увеличивается длительность догорания на линии расширения, что усиливает подвод
теплоты к рабочему телу и уменьшает п2. В этом же направлении
действует уменьшение утечек рабочего тела через детали цилиндропоршневой группы, приводящее в результате к уменьшению поверхности, приходящейся на единицу массы рабочего тела, и уменьшение
теплоотдачи в стенки КС из-за сокращения времени контакта с ними
рабочего тела, что также предопределяет уменьшение п2\
• для двигателей с большей частотой вращения характерны меньшие значения п2\
• для двигателей с воздушным охлаждением характерны меньшие
значения п2 вследствие более высокой температуры стенок цилиндров.
Большие значения п2 характерны для двигателей с жидкостным
охлаждением, а также для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, которые обеспечивают более
интенсивную теплопередачу;
• уменьшение относительной поверхности охлаждения (F n o JV c )
уменьшает теплоотдачу от рабочего тела к стенкам КС и тем самым
уменьшает значение п2. В связи с этим меньшие значения п2 характерны и для двигателей с большими геометрическими размерами
(большим диаметром цилиндра при одинаковом отношении S/D);
• с увеличением степени сжатия г возрастает относительная поверхность охлаждения FnoB/Vc, увеличиваются утечки рабочего тела и
максимальная температура рабочего цикла Tv а значит, усиливается
теплоотдача, что увеличивает значение п2.
Однако с увеличением FnoB/Vc возрастает объем пристеночного
слоя, в котором происходит гашение пламени, что увеличивает длительность догорания рабочей смеси на линии расширения. Также
длительность догорания увеличивает диссоциация продуктов сгорания, происходящая при высоких значениях Tz. В свою очередь, увеличение Tz повышает теплоемкость рабочего тела, что уменьшает
Параметры
ДсИЗ
Дизели без наддува
рь, МПа
0,35...0,50
0,20...0,40
ть,к
1200... 1700
1000... 1200
показатель политропы расширения п2. В итоге степень сжатия г незначительно влияет на значение п2.
Параметры рабочего тела в конце процесса расширения. Давление и температура рабочего тела в конце процесса расширения рассчитываются по зависимостям, известным из курса термодинамики.
Для ДсИЗ:
=
_ Z2-1
L
2 Тъ =
г" '
е"
Для дизелей:
=
2
Ь» '
ть =
T z
Ориентировочные значения параметров конца процесса расширения для двигателей различного типа приведены в табл. 1.14.
Проверка правильности выбора параметров остаточных газов.
Правильность выбора заданных в подразд. 1.3 значений давления рг
и температуры остаточных газов Тг проверяется по формуле
jn* _
ть
Л
yj Pb / Рг
Допустимое отклонение значения Т* от заданного значения Тг
составляет 3 ...4 %. Если отклонение Т* больше допустимых пределов,
необходимо изменить заданные значения Тг и повторить расчет.
1.7. Определение индикаторных показателей
двигателя
Расчетное и действительное средние индикаторные давления. Определение посредством расчета давлений в характерных
точках рабочего цикла позволяет построить индикаторную диаграмму. Эта диаграмма включает в себя условные политропные
процессы сжатия и расширения, изохорный процесс подвода теплоты для двигателей с искровым зажиганием и изохорный и изобарный
процессы подвода теплоты для дизелей, а также изохорный процесс
отвода теплоты.
С помощью соотношений, известных из курса термодинамики, по
расчетной (нескругленной) индикаторной диаграмме определяем
расчетное среднее индикаторное давление /?/нс:
• для ДсИЗ
Pi не
X г,
е-1
V
\
1
п2-1
Е
1
/
Щ-1
(
\ -
1
V
-1 '
для дизелей
Рс
Pi НС =
8-1
Хр г
\
\
g"2-1 /
/
1
щ - 1V
\
_1
Ещ
-1
/
+MP-D
Действительная индикаторная диаграмма не имеет четких границ,
определяющих переход от одного процесса к другому, и ее отличие от
расчетной диаграммы зависит от конечной скорости подвода теплоты к
рабочему телу, которая определяет скругление кривой индикаторной
диаграммы вблизи ВМТ, а также от угла предварения открытия выпускного клапана, который определяет уменьшение работы расширения.
Для учета уменьшения действительного среднего индикаторного
давления по сравнению с расчетным значением piHC используется
коэффициент полноты индикаторной диаграммы срп д:
А=АнсФп.д.
При выборе значения срп д следует иметь в виду следующие факторы:
• коэффициент фп д, зависящий от скоростного режима двигателя,
уменьшается с увеличением частоты вращения коленчатого вала;
• у двигателей с искровым зажиганием большие значения срп д соответствуют лучшей организации рабочего процесса, что определяет
меньшие значения угла опережения зажигания и угла поворота коленчатого вала (ПКВ) до ВМТ, соответствующего началу 2-й фазы
горения. Улучшение организации рабочего процесса достигается
турбулизацией заряда в цилиндре, повышением степени сжатия, применением компактных камер сгорания и т.д.
Примерные значения коэффициента срп д для двигателей различного типа приведены в табл. 1.15.
Несколько меньшие значения срп д характерны для дизелей с пристеночным смесеобразованием.
Ориентировочные значения среднего индикаторного давления p t
на номинальном режиме работы для двигателей различных типов (без
наддува) приведены в табл. 1.16.
При этом необходимо учитывать следующие положения:
• среди ДсИЗ большие значения pt имеют быстроходные двигатели легковых автомобилей с высокими степенями сжатия и двигатели
с распределенным впрыскиванием бензина;
Тип двигателя и особенности смесеобразования
Фпд
ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина
(е = 9... 11, п = 4 000... 5 500 мин"1)
0,94.. .0,97
ДсИЗ с центральным впрыскиванием бензина
0,92.. .0,95
Дизели с камерой в поршне, объемным или объемнопристеночным смесеобразованием и п - 2000...2800 мин-1
0,92.. .0,95
Дизели с камерой в поршне, объемным или объемнопристеночным смесеобразованием и п - 3000...4000 мин-1
0,90.. .0,92
• меньшие значения pt имеют быстроходные дизели с частотой
вращения п = 3000...4000 мин-1;
• в дизелях с наддувом значения р{ зависят от степени повышения
давления при наддуве и могут достигать 2 МПа.
Индикаторный КПД и удельный индикаторный расход топлива. Для определения индикаторного КПД используется уравнение
связи между средним индикаторным давлением /?, и основными параметрами рабочего процесса двигателя:
_ д а/р
П/ -"77
>
где Ни — МДж/кг; /0 — кг/кг; /?, — МПа, р0 — кг/м3.
Удельный индикаторный расход топлива, г/(кВт • ч),
&
"
3600
'
Т а б л и ц а 1.16
Параметр
ДсИЗ
Дизель без наддува
Дизель с над дувом
ph МПа
1,1 ...1,5
0,75... 1,05
До 2,0
Т а б л и ц а 1.17
Параметры
ДсИЗ
Дизель без над дува
Дизель с наддувом
Л/
0,35...0,48
0,45... 0,50
0,48...0,52
g„ г/(кВт • ч)
223... 182
188... 170
175... 165
Характерные значения г\( и gt для двигателей различных типов на
номинальном режиме работы приведены в табл. 1.17.
В ДсИЗ большие значения г|, и меньшие значения g, соответствуют высоким степеням сжатия.
Большие значения г|, и меньшие значения g, характерны для дизелей с неразделенными КС и объемным смесеобразованием.
Особенности расчета индикаторных показателей дизелей с наддувом см. в подразд. 1.12.
1.8. Механические (внутренние) потери
и эффективные показатели двигателя
Эффективные показатели двигателей отличаются от индикаторных
вследствие наличия затрат полезной работы газов на преодоление различных сопротивлений в самом двигателе. Совокупность этих затрат
условно называется механическими (внутренними) потерями.
Среднее давление механических потерь. Уровень механических
потерь в двигателе характеризуется средним давлением механических
потерь рм п, МПа, которое условно считается линейной функцией
средней скорости поршня:
где сп — средняя скорость поршня за один его ход, м/с; a, b — постоянные коэффициенты, зависящие от типа двигателя, соответственно МПа, (МПа • с)/м.
Для современных быстроходных ДсИЗ с рабочим объемом 1,1...
2,5 л и номинальной частотой вращения более 5000 мин-1 зависимость
внутренних потерь от скорости поршня справедлива только для значений частот вращения, близких к номинальному режиму работы,
т.е. соответствующих значениям сп = 7,5... 16 м/с.
Значение сп принимается с использованием статистических данных по прототипу данного двигателя или вычисляется, если ориентировочно известен ход поршня S и частота вращения п\
Большие значения сп соответствуют более быстроходным и более
длинноходным двигателям.
Примерные значения средней скорости поршня сп для двигателей различных типов на номинальном режиме работы приведены
в табл. 1.18.
Значения коэффициентов а и b в зависимости для различных
типов двигателей приведены в табл. 1.19.
пнош мин-1
сп9 м/с
ДсИЗ грузовых автомобилей
3000... 3500
8,0... 10,5
ДсИЗ легковых автомобилей
4 000...6 000
10,0... 16,0
Дизели тракторные и дизели дорожностроительных машин (ДСМ)
1600... 2 200
7,5...9,5
Дизели грузовых автомобилей
2 000... 2 600
9,0... 12,0
Дизели легковых и легких грузовых
автомобилей
4000...4500
10,0... 14,0
Тип двигателя
Особенности расчета механических потерь в двигателях с наддувом
см. в подразд. 1.12.
Среднее эффективное давление и механический КПД. Среднее
эффективное давление ре определяется по среднему индикаторному
давлению pt и среднему давлению потерь рм п:
Ре = Pi ~ Рм ПМеньшие значения ре соответствуют двигателям с меньшей степенью сжатия и двигателям с воздушным охлаждением.
Механический КПД определяется по формуле
Ре
Лм=—•
Pi
Меньшие значения г|м характерны для двигателей с большей частотой вращения коленчатого вала. Примерные значения ре и г|м на
Т а б л и ц а 1.19
Тип двигателя
а, МПа
Ь, МПа • с/м
ДсИЗ с распределенным впрыскиванием
бензина (/ = 4, iVh - 1,0...2,5 л, сп = 15... 18 м/с)
-0,070
0,025
ДсИЗ с центральным впрыскиванием бензина
(/ = 4, iVh = 1,0... 2,5 л, сп = 11... 13 м/с)
0,021
0,025
ДсИЗ V-образные (/ = 6; 8, iVh = 5,0...7,5 л)
0,011
0,020
Дизели с камерой в поршне и D < 120 мм
0,090
0,012
Тракторные дизели с камерой в поршне
( ^ Н О М = 30... 100 кВт и п = 1700...2200 М И Н " )
0,040
0,020
1
2 Шатров
33
Тип двигателя
ре, МПа
Лм
Ле
г/(кВт • ч)
ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина
1,00... 1,30
0,80... 0,90
0,26...0,35
315*... 235
ДсИЗ с центральным впрыскиванием бензина
0,85...0,95
0,75...0,85
0,23...0,30
355*... 275
Дизели с камерой
в поршне (без
наддува)
0,65...0,80
0,70...0,80
0,36... 0,40
235... 215
Дизели с наддувом
До 1,60
0,80...0,85
0,38...0,43
220... 195
* Для ДсИЗ с мощностным составом смеси (а = 0,85... 0,95) на номинальном
режиме работы.
номинальном режиме работы для различных типов двигателей приведены в табл. 1.20.
В дизелях с надцувом значение ре достигает 1,6 МПа и зависит от
степени повышения давления при наддуве.
Эффективный КПД и удельный эффективный расход топлива. Эффективный КПД определяется по значениям индикаторного
КПД и механического КПД:
Л* = Л/ЛмУдельный эффективный расход топлива, г/(кВт - ч),
Часовой расход топлива, кг/ч,
Gr = geNe КН.
Примерные значения г\е и ge на номинальном режиме работы для
различных типов двигателей приведены в табл. 1.20.
Необходимые данные для дизелей с наддувом см. в подразд. 1.12.
1.9. Определение размеров рабочего объема
двигателя
Определение размеров цилиндра. Размеры цилиндра определяются исходя из заданной номинальной эффективной мощности А^ном
двигателя, заданного скоростного режима яном и рассчитанного значения среднего эффективного давления ре.
Рабочий объем двигателя, л,
30тNeHOU
Ре"и ОМ
где т — коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей х = 4);
ре — МПа; пном — мин 1 ; NeH0M — кВт.
Рабочий объем одного цилиндра, л,
у-Ш
h - I. •
У
Для определения размеров цилиндра задают коэффициент короткоходности двигателя К, представляющий собой отношение хода
поршня S к его диаметру D:
• для ДсИЗ
К= 0,80... 1,05;
• для дизелей К- 0,90... 1,20.
Диаметр цилиндра, мм, определяется по формуле
Z> = 1003/~—.
ЧкК
Рассчитанное значение D желательно округлить до ближайшего
целого значения.
Ход поршня, мм, определяется по формуле
S = KD.
Уточнение значения средней скорости поршня. Действительное
значение средней скорости поршня сп определяется по значению хода
поршня S и заданному скоростному режиму двигателя.
Рассчитанное значение сп сравнивается с ранее принятым значением в (см. подразд. 1.8). Если разность этих значений составляет
более 10 %, необходимо задать новое значение сп и повторить расчет.
Уточнение значений рабочего объема двигателя и его номинальной мощности. Уточнение значений рабочего объема двигателя
и его номинальной мощности выполняется после определения диаметра цилиндра D и хода поршня S и округления их.
Рабочий объем двигателя, л, определяется по формуле
а номинальная мощность, кВт, по выражению
дг
еном
Pe^hnном
30т '
Тип двигателя
N„ кВт/л
ДсИЗ с распределенным впрыскиванием бензина
40... 60
ДсИЗ с центральным впрыскиванием
30... 50
Дизели легковых автомобилей
12...20
Дизели грузовых автомобилей
20... 50
(В эти формулы подставляются принятые значения диаметра и
хода поршня.)
Определение эффективного крутящего момента и литровой
мощности двигателя. Эффективный крутящий момент, Н • м,
определяется по уточненному значению номинальной эффективной
мощности двигателя при номинальной частоте вращения:
Mvк -
9 5507V,HOM
>
^ном
где Nemu — кВт; ином - мин"1.
Литровая мощность, кВт/л, характеризующая степень форсирования двигателя, определяется по формуле
дт
_
N е ном
iV h
Примерные значения литровой мощности для различных типов
двигателей с искровым зажиганием и дизелей без наддува приведены
в табл. 1.21.
Меньшие значения Nn характерны для ДсИЗ с воздушным охлаждением, а большие — для быстроходных ДсИЗ легковых автомобилей с
высокой степенью сжатия и распределенным впрыскиванием бензина.
Большие значения Nn характерны для быстроходных дизелей с
однополостными камерами сгорания и аккумуляторной системой
топливоподачи (т.е. для дизелей легковых автомобилей).
1.10. Сводная таблица параметров
проектируемого двигателя
После проведения теплового расчета полученные значения параметров двигателя сведем в табл. 1.22.
* е номп"ном iVh 8
5
кВт мин 1 л
мм мм
лN
Параметры
Размерность
параметров
—
D S/D
—
К
ge
Ре
кВт/л МПа г/(кВт • ч)
Значения параметров для
проектируемого двигателя
1.11. Методика построения индикаторной
диаграммы
Построение индикаторной диаграммы производится по данным
теплового расчета в координатахр—х, т.е. давление —ход поршня.
Выбор масштабов. Масштабы давления тр, МПа/мм, и хода
поршня m s , мм/мм, следует выбирать таким образом, чтобы высота
диаграммы была приблизительно в 1,5 раза больше ее основания.
Рекомендуемые масштабы параметров индикаторной диаграммы
приведены в табл. 1.23.
Координатные оси и характерные линии. После нанесения
координатных осей проведем линию абсолютного давления окружающей среды на расстоянии ОК от оси абсцисс (рис. 1.5 и 1.6),
причем ОК = —, мм (гдер к = 0,10 МПа).
Ш
Р
Параллельно оси давления на расстоянии OA от начала координат
проведем линию, определяющую положение поршня в ВМТ.
Т а б л и ц а 1.23
Масштаб
pv МПа
тр, МПа/мм
По оси ординат
(масштаб давления)
До 5
0,025
Более 5 до 8
0,040
Более 8
0,050
По оси абсцисс
(масштаб хода
поршня)
S, мм
ms, мм/мм
—
—
—
—
—
—
—
—
Более 80
1,0
—
—
До 80
0,5
р, МПа
Рис. 1.5. Индикаторная диаграмма двигателя с искровым зажиганием
р, МПа
Рис. 1.6. Индикаторная диаграмма дизеля
Отрезок Sc, выраженный в миллиметрах хода поршня, косвенно
характеризует объем камеры сгорания:
'с
К
=
Fп '
л
где Fn — площадь поршня.
Учитывая, что
г - - & V
с~
л »
е-1
где Vh — рабочий объем одного цилиндра,
получим
Л -
s
е-1'
где отрезки Sc и S измеряются в мм хода поршня.
С учетом заданного масштаба отрезок
OA = S =
ms
От точки А отложим отрезок АВ, эквивалентный ходу поршня S:
АВ =
—.
ms
Через точку В, определяющую положение поршня в НМТ, проведем параллельно оси давления вертикальную линию.
Для дизеля от точки О откладываем отрезок OA', эквивалентный
объему цилиндра Vz после предварительного расширения.
Учитывая, что Vz = pVc, получим
Sc = ОА' = р OA.
Через точку А проведем штриховую линию, параллельную оси
ординат.
Характерные точки индикаторной диаграммы. По линии ВМТ
(см. рис. 1.5 и 1.6) отложим точки z (или z' для дизеля), с, г, соответствующие давлениям pv рс, рг, на следующих расстояниях, мм:
Az = А.
mp
т^
Аг =
т^
При этом в качестве давлений pz и рс следует использовать их расчетные значения. По линии НМТ отложим точки а и Ь, соответствующие давлениям ра и рь, на следующих расстояниях, мм:
Ва _= Pa
m,"p
ВЬ =
Рь_
m-'pt
При наличии дозарядки от НМТ на диаграмме откладывается
точка аь соответствующая давлению рщ
ра, от которой начинается построение политропы сжатия.
На диаграмме дизеля давление pz также откладывается от точки z\
соответствующей окончанию процесса предварительного расширения.
Построение политроп сжатия и расширения. При построении
теоретической индикаторной диаграммы рабочего цикла ординаты
промежуточных точек при перемещении поршня от ВМТ на расстояние х для процессов сжатия и расширения в двигателях с искровым зажиганием определяются по следующим формулам, МПа:
• для процесса сжатия
г
<Pl Ра
'л: с
V
S„+x
/
(наличие дозарядки учитывается введением в данную формулу коэффициента дозарядки фО;
• для процесса расширения
\т
/
Рх р = Pb
V
S„ + x
/
где Sa = Sc + S — ход поршня, эквивалентный полному объему цилиндра; х — ход поршня, эквивалентный текущему значению объема надпоршневого пространства, отсчитываемый от ВМТ.
С учетом масштабов эти формулы будут иметь следующий вид,
мм:
г
Рхс =
ов
V Ох
г
\ п\
;
Рхр=вь
\
п2
ов\
Ох
•
•
Расчет следует производить по девяти точкам для процессов сжатия и расширения.
При этом отрезок АВ для двигателей с искровым зажиганием разбивается примерно на 10 равных частей.
Для дизелей при расчете процесса расширения такому разбиению
[S-(p-l )SC)
подвергается отрезок А'В =
соответствующий процессу
m«
последующего расширения. Также при построении диаграммы для дизелей в состав расчетных точек необходимо включить точку, соответствующую концу предварительного расширения, т.е. Sp = S- (р - l)Sc.
При этом расчетная формула для процесса расширения действительна только при х > S - (р - 1 )SC.
Результаты расчета политроп сжатия и расширения целесообразно представить в виде табл. 1.24 для ДсИЗ и табл. 1.25 для дизелей.
Полученные расчетные точки политроп сжатия и расширения
последовательно соединяем между собой. Точки а и а также z и с
(z' и с для дизелей) соединяют прямыми линиями. Для дизелей прямой линией также соединяют точки zn z'.
При этом процессы газообмена условно считают изобарными,
поэтому через точки а и г проводят прямую, параллельную оси абцисс.
Особенности построения действительной индикаторной диаграммы. Отличия действительной индикаторной диаграммы, т.е.
диаграммы, соответствующей реальному рабочему циклу двигателя,
от теоретической диаграммы определяются следующими факторами:
• повышенным давлением в конце процесса сжатия (в точке d на
рис. 1.5 и 1.6) по сравнению с давлением в процессе сжатия без воспламенения (в точке с) вследствие начала развития процесса сгорания
рабочего тела до ВМТ;
• отклонением процесса резкого нарастания давления от давления
процесса сжатия при V - const вследствие конечности скорости выделения теплоты, вызванным движением поршня и изменением
объема надпоршневого пространства. При этом момент достижения
максимального давления смещается относительно ВМТ (см. точку za
на рис. 1.5).
По этим же причинам предварительное расширение в дизелях не
является строго изобарным процессом, и начало последующего расширения не совпадает с точкой z (см. рис. 1.6).
Сглаживание индикаторной диаграммы вблизи ВМТ в конце
процесса сжатия и в начале процесса расширения. Решение этой
задачи заключается в определении ординаты точки с', соответствуюТ а б л и ц а 1.24
X, мм
(ход поршня)
X, мм
(диаграмма)
Для процесса
расширения
Номер расчетной
точки
Для процесса
сжатия
1
0
0
8
• • •
• • •
• • •
• • •
• • •
• • •
• • •
• * •
10
5
S
1
1
Ра
Ра
1
So
Sc+x
1
( йа
с Y'
VSеc+x /
cd
С
sГ\
%Гч
Ре
Рс
««
f Г
cd
С
2
2
г"2
Pz
Pz
• • •
• • «
Рь
Pz
Гч
«г
Гч
1
0
2
•s-p
X, мм
(диаграмма)
Номер расчетной
точки
i е1
Ч
I
Sa
Sc+x
0
£
gя.
б
5»|
•
• • •
•
10
5
S
• •
•»
Для процесса
расширения
Для процесса
сжатия
• • •
1
а
( ^
Т
• •
•
1
И
Sг»
«г
С
Л
2«ч
«С
2S
Гч
к*
£я2
Pz
Pz
б"2
Pz
Pz
• •
• •
%
S
Сч
f ** Г
Рс
Рс
—
—
• •
•
Ра
«5
• •
•
Ра
• •
•
1
•
Рь
•
Pz
щей действительному значению давления в цилиндре в момент достижения ВМТ, а также положения точек е й za относительно ВМТ
(см. рис. 1.5 и 1.6).
Точка е соответствует началу основной фазы сгорания топлива,
что выражается в превышении давления в этой точке по сравнению
с давлением при сжатии без воспламенения (зажигания).
Точка zR определяет момент достижения действительного максимального давления pZa после прохождения поршнем ВМТ.
Практика доводки современных быстроходных автомобильных
двигателей с искровым зажиганием со степенями сжатия г = 8... 10
показала, что максимальная работа рабочего цикла, а следовательно,
и максимальная мощность двигателя имеют место в случае если начало второй фазы горения (точка отрыва линии давления при сгорании смеси от такой же линии давления, но без зажигания) происходит
приблизительно при 15 °ПКВ до ВМТ. Максимум давления в этом
случае достигается примерно при 15... 20 ПКВ после ВМТ.
При этом рга = 0,85рг
У дизелей положение точки е соответствует углам в пределах
15... 30 °ПКВ до ВМТ, а положение точки zA — углам 10... 15 °ПКВ после ВМТ. При этом меньшие значения углов ПКВ соответствуют
дизелям с неразделенными КС и объемным смесеобразованием, а
большие — дизелям с полуразделенными КС.
Точка/на рис. 1.5 и 1.6 соответствует моменту искрового разряда
в двигателях с искровым зажиганием и моменту начала впрыскивания
топлива в дизелях. Положение этой точки определяется соответственно углом опережения зажигания (УОЗ) и углом опережения впрыскивания (УОВ).
Значение УОЗ (ф0 3) в двигателях с искровым зажиганием на номинальном режиме работы находится в пределах 20...40°. При этом
меньшие значения ср0 3 соответствуют тихоходным двигателям, работающим на более богатых смесях.
Значение УОВ (ср0 вп) в дизелях находится в пределах 25... 40°, причем большие его значения характерны для быстроходных дизелей.
С учетом повышения давления вследствие начала процесса сгорания топлива до ВМТ давление в конце процесса сжатия р'с (в точке с')
составляет:
• в ДсИЗ
р'с = (1,15... 1,25 )рс\
• в дизелях
р'с - (1,10... 1,15)рс.
Положения точек /, е, za на индикаторной диаграмме определяются графически по методу Брикса. Для этого из центра Оь расположение
ного на середине отрезка AS, проведем полуокружность радиусом —-.
Затем от точки Ох в сторону НМТ отложим отрезок А =
Брикса), где г =
$
гХ
2 ms
(поправка
радиус кривошипа; X — отношение радиуса криво-
шипа к длине шатуна; ms — масштаб, и получим новый центр окружности о2 .
Значение X выбирается по прототипу рассчитываемого двигателя:
• для ДсИЗ
X = 0,24... 0,28;
• для дизелей X = 0,26... 0,31.
С учетом масштаба ms получим
А = 0Х02
=—-—.
Из нового центра 02 проведем лучи под углами сруи <ре (сре« фгд) до
их пересечения с полуокружностью. Из этих точек пересечения опустим прямые, параллельные оси ординат, до пересечения с соответствующими линиями теоретической индикаторной диаграммы или с
горизонтальюp z ~p za (для точки zR), после чего точки е, с* иz a соединим плавными линиями.
Сглаживание индикаторной диаграммы вблизи НМТ в конце
процесса расширения и в начале процесса сжатия. Выбор фаз
газораспределения. Характер индикаторной диаграммы, соответствующей реальному рабочему циклу, на указанных участках зависит
от фаз газораспределения, которые изображаются в виде круговых
диаграмм (см. рис. 1.5 и 1.6).
На круговых диаграммах введены следующие обозначения:
сра, — угол начала открытия впускного клапана до ВМТ;
qv — угол запаздывания закрытия впускного клапана после НМТ;
ср6, — угол опережения открытия выпускного клапана до НМТ;
qv — угол запаздывания закрытия выпускного клапана после
ВМТ.
Сумма углов сра, +
называется перекрытием клапанов.
В современных двигателях без наддува значения этих углов составляют:
qv= 10...30°ПКВ;
= 45...80 °ПКВ;
= 45...75 °ПКВ;
Ф^ = 10... 25 °ПКВ (редко до 45°).
Выбор фаз газораспределения осуществляется по имеющимся
данным для двигателей прототипов проектируемого ДВС, т.е. для
двигателей с таким же числом цилиндров, а также примерно с такой
же средней скоростью поршня.
Положения точек а\ а" и b\ Ь", определяющих моменты открытия
и закрытия соответственно впускных и выпускных клапанов, также
найдем по методу Брикса. Для этого из центра 02 под углами фв, и ф^
относительно горизонтали проведем лучи в полуплоскости, обращенной к ВМТ, а под углами (ра„ и
проведем лучи в полуплоскости,
обращенной к НМТ (см. рис. 1.5 и 1.6).
Из точек пересечения этих лучей с полуокружностью, проведенной
ранее из центра Оь опустим вертикали до пересечения с соответствующими линиями на индикаторной диаграмме. При этом точка а'
будет расположена на линии выпуска, точка а" —- на линии сжатия;
точка Ь' — на линии расширения, а точка Ь" — на линии впуска.
В точке b9 (начала открытия выпускного клапана) начинается отрыв
линии реального процесса расширения от политропы zb.
Положение точки, соответствующей давлению отработавших газов
в НМТ, определяется посредством деления вертикального отрезка ab
пополам. От этой средней точки проводим плавную вогнутую кривую,
переходящую в линию, близкую к горизонтали, соответствующей рг
Из точки г на линии ВМТ также проводим плавную вогнутую кривую,
переходящую в линию, близкую к горизонтали, соответствующей ра.
1.12. Дополнения к расчету рабочего цикла
дизеля с газотурбинным наддувом
Дополнительные исходные данные. В отличие от расчета рабочего цикла двигателей без наддува для расчета рабочего цикла дизеля
с газотурбинным наддувом необходимы дополнительные исходные
данные, а также уточнение некоторых регулировочных и конструктивных параметров.
Дизели с наддувом имеют неразделенные камеры сгорания с объемным или объемно-пристеночным смесеобразованием.
Степень повышения давления при наддуве пк = pJpQ, где рк — давление после компрессора; р0 — давление окружающей среды. Для
автомобильных дизелей с наддувом п к = 1,2...2,5.
Коэффициент избытка воздуха а при наличии наддува принимается на 0,2... 0,3 единицы больше, чем в дизелях без наддува с аналогичным способом смесеобразования, т.е. а = 1,6... 1,8.
В дизелях с наддувом для грузовых автомобилей и дорожностроительных машин степень сжатия г = 16... 18.
Степень сжатия дизелей легковых автомобилей (iVh < 3 л) г = 18... 20.
Предельное значение максимального расчетного давления pz в
рабочем цикле дизелей грузовых автомобилей и дорожно-строительных
машин принимается равным 9... 11 МПа, а в дизелях легковых автомобилей pz = 11... 14 МПа.
Предельная температура газов в конце выпуска Тг ограничивается
значением 950 К в целях ограничения температуры газов на входе в
турбину.
Значения адиабатного КПД компрессора
) и адиабатного КПД
турбины (х\?) принимаются на основании приближенных оценок
массового расхода воздуха GB, кг/с, через цилиндры двигателя, на
которые работает турбокомпрессор (ТК):
q
в
=
W e ,g e l Q aq> p
3 600 1000'
где Ne, — эффективная мощность, приходящаяся на группу цилиндров, обслуживающих турбокомпрессор (если применяются два и
более ТК); ge — удельный эффективный расход топлива, г/(кВт • ч);
Ф^ = 1,0... 1,1 — коэффициент расхода продувочного воздуха.
Значение ge оценивается ориентировочно по статистическим данным в зависимости от скоростного режима дизеля и состава смеси
на номинальном режиме его работы (табл. 1.26).
Необходимо обратить внимание на следующие факторы:
• для дизелей с приводным нагнетателем приведенные в табл. 1.26
значения ge требуется увеличить на 4... 6 %;
• большие значения ge характерны для дизелей с меньшим значением коэффициента избытка воздуха и большим значением лк.
Т а б л и ц а 1.26
Номинальная частота вращения
ЛНОМ, МИН"
Удельный эффективный расход топлива
на номинальном режиме ge, г/(кВт • ч)
1800... 2 400
230... 240
2 400... 3000
240... 250
3000... 3 500
250... 260
3500... 4 000
260... 270
4 000... 4 500
270... 290
1
Массовый расход воздуха через
компрессор GB, кг/с
Адиабатический КПД
компрессора т^
Адиабатический
КПД турбины rif
Менее 0,31
0,68
0,72
От 0,31 по 0,65
0,70
0,75
От 0,65 до 3,50
0,72
0,78
П р и м е ч а н и е . Данные по rjf для компрессоров с безлопаточным диффузором.
В зависимости от массового расхода воздуха через компрессор GB
принимаются значения адиабатических КПД компрессора и турбины
(табл. 1.27).
Механический КПД турбокомпрессора
принимается равным
0,92...0,96. Меньшие значения г\"к соответствуют меньшим значениям расходов воздуха GB и размерам рабочих колес.
По сравнению с безнаддувными модификациями двигателей при
выборе фаз газораспределения дизелей с наддувом следует увеличить
угол перекрытия фаз A<peV до 90... 100°, а угол запаздывания закрытия
впускного клапана <рв» до 65... 85°.
Особенности расчета процессов газообмена. Температура воздуха перед впускными клапанами для двигателей без промежуточного охлаждения определяется по формуле
.-L
>
тк =т0 +—V ад
/
То
Лк
где Т0 — температура окружающей среды, К; пк — степень повышения давления при наддуве; rjf — адиабатный КПД компрессора; к —
показатель адиабаты воздуха, к = 1,4.
При наличии в двигателе промежуточного охладителя температура воздуха после него определяется с учетом коэффициента эффективности охладителя наддувочного воздуха ЕО
'0ХЛ*
ТК
ТК Еохл{ТК
Гохл),
где ТК — температура воздуха после компрессора; Еохл = 0,6...0,8 для
воздухо-воздушного охладителя; Тохл — температура охладителя (жидкости или воздуха).
Температура подогрева воздуха на впуске АТ = 5... 10 К. Меньшие
значения А Г соответствуют большим значениям як.
Степень понижения давления в турбине определяется по формуле:
к'
к'-\
1
7СТ =
срв(Тк-Т0)%
/
1
V
1
\
а Iо 7-J
где срв — теплоемкость воздуха при постоянном давлении; с'р — теплоемкость продуктов сгорания; Тг — температура газов в конце выпуска; а — коэффициент избытка воздуха; к' — показатель адиабаты
расширения продуктов сгорания.
При этом принимаем срв = 1 кДж/(кг • К), а теплоемкость продуктов сгорания определяем по следующей формуле, кДж/(кг • К):
с; =(0,3865+0,035a)T r w m ' m 7 7 a \
Показатель адиабаты расширения продуктов сгорания находится
в зависимости от температуры конца выпуска Тг и состава продуктов
сгорания, определяемого коэффициентом избытка воздуха а:
0,3865 +0,035а
Т0,0429+0,0022а 0,2255 + 0,012а'
1
Ориентировочно значение к' равно 1,33.
Давление остаточных газов найдем по формуле
Рг = КРоПт*
где Кг — коэффициент, учитывающий гидравлическое совпротивление выпускного клапана, Кг- 1,05... 1,15.
Большие значения рг соответствуют большей частоте вращения
коленчатого вала.
Коэффициент наполнения определяется по формуле
<Pi
е - 1 ТК+АТ
Рк
Рк J
где ф! — коэффициент дозарядки, ф! = 1,04... 1,10 (большие значения ф! соответствуют большим значениям 7ск); фпр — коэффициент
продувочного воздуха; ф — отношение теплоемкости остаточных газов к теплоемкости свежего заряда.
При наддуве с приводным нагнетателем фпр = 0,10...0,40, что характерно для значительных углов перекрытия фаз газораспределения
(Aqw = 60... 90°). При газотурбинном наддуве фпр = 0,05... 0,15, а перекрытие фаз газораспределения не превышает соответствующих значений для безнаддувных дизелей.
Отношение теплоемкостей продуктов сгорания и свежей смеси
где ср — теплоемкость воздуха на входе в цилиндр.
Значения ф находятся в пределах 1,1... 1,2.
Коэффициент остаточных газов определяется по формуле
1 1-ф п р /? г 7;
е-1 iv Р К Т /
Особенности расчета процесса сжатия. Дизель с наддувом по
сравнению с безнаддувными моделями характеризуется более высокой
теплонапряженностью, т.е. большими температурами деталей, и в
первую очередь стенок головки и цилиндра. При наддуве также
уменьшается площадь поверхности, приходящейся на единицу массы
заряда. Все это способствует увеличению подвода теплоты к рабочему телу и приводит к увеличению показателя политропы сжатия пх.
В то же время возрастающая в процессе сжатия температура заряда
усиливает теплоотдачу в стенки КС, уменьшая значение пх.
Следовательно, для дизелей с наддувом пх можно выбирать, как и
для безнаддувных дизелей, в пределах значений 1,37... 1,40. Большие
значения пх соответствуют большим значениям степени повышения
давления в компрессоре (як) и большим значениям частоты вращения
коленчатого вала.
Далее расчет процесса сжатия дизеля с наддувом аналогичен расчету безнаддувного дизеля.
Особенности расчета процесса сгорания. В дизеле с наддувом
сжигается большее количество топлива, чем в дизеле без наддува того
же рабочего объема, что учитывается посредством выбора меньших
значений коэффициента использования теплоты %z = 0,65 ...0,75.
Меньшие значения В,г соответствуют большим значениям степени
повышения давления в компрессоре пк и большим значениям частоты вращения коленчатого вала п.
Значение степени повышения давления при сгорании X определяется расчетом в зависимости от заданного значения максимального давления цикла pz:
х А
Рс
В остальном расчет процесса сгорания в дизеле с наддувом аналогичен расчету безнадцувного дизеля.
Особенности расчета процесса расширения. Для дизелей с наддувом характерна большая длительность фазы догорания по сравнению с безнаддувными дизелями, что учитывается посредством выбора меньших значений показателя политропы расширения пъ
значения которого следует выбирать в пределах 1,18... 1,22. Меньшие
значения п2 соответствуют большим значениям степени повышения
давления в компрессоре 7ск и большим значениям частоты вращения
коленчатого вала п.
В остальном расчет процесса расширения в дизеле с наддувом
аналогичен расчету безнаддувного дизеля.
Особенности расчета индикаторных показателей цикла.
Среднее индикаторное давление дизеля с наддувом рассчитывается
по формуле, аналогичной для безнаддувных дизелей, МПа:
г
( гр ^
Хр
1
1
Мр-1)
щ -1
8-1
«2-1 V
V
Л
/
где Та, Тс, Tv Ть — расчетные температуры соответственно конца такта впуска, конца такта сжатия, конца процесса сгорания, конца такта расширения.
Также может быть использована формула для расчета рь приведенная
в подразд. 1.7.
При определении действительного значения среднего индикаторного давления дизеля с наддувом принимаются меньшие значения коэффициента полноты диаграммы фп д в интервале значений 0,90... 0,92.
Меньшие значения фп д соответствуют большим значениям TIK И
большим значениям частоты вращения коленчатого вала.
Особенности расчета внутренних потерь. Для дизеля с наддувом
среднее давление механических потерь рм п определяется как сумма
двух составляющих, одна из которых включает в себя потери на трение и привод вспомогательных механизмов (pw +рв), а другая — учитывает потери на газообмен (рго) для номинального скоростного
режима, МПа [1]:
Рк
Ро
где сП — средняя скорость поршня, м/с; а и b — коэффициенты, соответственно в МПа и МПа • с/м, учитывающие только первую составляющую механических потерь (их значения можно принять
примерно такими же, как и для безнаддувного дизеля); кк — степень
повышения давления при наддуве; с = 0,10...0,20 — коэффициент,
учитывающий увеличение потерь на трение вследствие повышения
давления в цилиндрах (большие значения с соответствуют большим
значениям рк); рт - рк — составляющая потерь газообмена, учитывающая статический перепад давлений между турбиной и компрес-
сором; рт — давление перед турбиной, рт = р0пт; рк — давление после
компрессора (или после охладителя воздуха); р'то— — составляюРо
щая потерь газообмена, учитывающая гидравлические потери при
перетекании рабочего тела через впускные и выпускные клапаны;
р\о — среднее давление потерь на газообмен аналогичного дизеля
без наддува, р'го = 0,02...0,04 МПа; рк и р0 — соответственно плотности воздуха после компрессора (или охладителя наддувочного
воздуха) и в окружающей среде, р0 = p Q /(RT^.
Далее расчет эффективных показателей дизеля с наддувом аналогичен расчету безнадцувного дизеля.
Особенности рабочего цикла дизеля с приводным нагнетателем
обусловлены отсутствием в системе наддува турбины, вследствие чего
при его расчете принимается кт = 1 и снимаются ограничения на
предельно допустимую температуру остаточных газов Тт, значение
которой выбирается так же, как для дизелей без наддува.
Основное отличие расчета такого двигателя заключается в оценке
механических потерь, связанных с отбором мощности от коленчатого вала на привод нагнетателя (компрессора). В этом случае для
определения среднего давления механических потерь используется
формула, применяемая при расчете дизелей с газотурбинным наддувом с добавлением составляющей, включающей в себя потери на
привод нагнетателя:
Pun = (а+Ьси У +(рт-рк)
+ рто
Ро
+/v„ •
Здесь среднее давление механических потерь, эквивалентное затратам на привод нагнетателя, МПа,
3
JJ
с
( т _ г ,%РкФр Юпр.н " рв v к
^0/
Лад.нЛм.н
где сръ — изобарная теплоемкость воздуха, кДж/(кг • К); r\v — коэффициент наполнения двигателя; срр — коэффициент продувки; г\т н —
адиабатический КПД нагнетателя, цадн = 0,60...0,70; г\ми — механический КПД нагнетателя, г\мн = 0,96...0,97.
Вместо давления рт в формулу для рм п в данном случае следует
подставлять давление после выпускного клапана рр (в выпускном
коллектора), т.е. /?р = РоКъып, где АГВЫП = 1,05... 1,15 коэффициент, учитывающий сопротивление системы выпуска.
Гл а в а 2
ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ
2.1. Общие сведения
Задачей динамического расчета является определение суммарных
сил и их моментов, нагружающих основные детали кривошипношатунного механизма (КШМ) в течение одного рабочего цикла двигателя.
Знание этих сил необходимо для выполнения расчетов на прочность
и износостойкость деталей и узлов проектируемого двигателя.
Динамический расчет выполняется для номинального режима
работы двигателя.
На данном этапе выполнения проекта необходимо получить следующее:
• индикаторную диаграмму двигателя в координатах p-Vx или р-х
(где Vx их — соответственно текущие объем цилиндра и ход поршня)
вместе с круговой диаграммой фаз газораспределения;
• развернутые по углу поворота коленчатого вала диаграммы сил
от давления газов (Рг), сил инерции _масс, движущихся возвратнопоступательно (PJ), суммарной силы (Д = Рг + р.г), боковой силы (N),
тангенциальной силы (Т) и нормальной силы (К);
• полярную диаграмму сил, которые действуют на шатунную шейку (Ди и диаграмму этих сил, развернутую по углу ПКВ, т. е. (Rm ш =
=ЛФ));
• теоретическую диаграмму износа шатунной шейки коленчатого
вала;
• диаграмму суммарного индикаторного крутящего момента (М^)
от всех цилиндров двигателя;
• схему кривошипно-шатунного механизма с указанием действующих в нем сил, моментов и их знаков;
• таблицу масштабов сил, давлений и крутящего момента;
• порядок работы цилиндров и таблицу чередования тактов двигателя;
• схему коленчатого вала двигателя с указанием номеров цилиндров, соответствующих каждому колену вала.
Студенты, обучающиеся по специальности «Двигатели внутреннего сгорания», должны дополнительно выполнить:
• полярную диаграмму сил, нагружающих коренную шейку KB
• диаграмму сил, нагружающих коренную шейку KB, развернутую
по углу ПКВ, т.е. зависимость RKш = /(ф);
• диаграммы набегающих моментов на коренные и шатунные
шейки КВ.
Расположение основных диаграмм на листе динамического расчета представлено на рис. 2.1.
В пояснительной записке по динамическому расчету должны быть
представлены следующие материалы:
• исходные данные, необходимые для проведения динамического
расчета, которые либо заданы в техническом задании, либо получены
в результате теплового расчета двигателя;
• выбранные по статистическим данным или рассчитанные масштабы давлений, сил и моментов (тр, тР,тм)\
• обоснование выбора конструктивных и физических масс поршневой группы (т'п и тп) и шатуна (т^и тш);
• обоснование выбора отношения /ш к // ш , которое используется
при разнесении масс шатуна (где /ш к — расстояние центра масс шатуна до центра кривошипной головки; /ш — длина шатуна между
осями поршневой и кривошипной головок);
• определение массы шатуна, отнесенной к поршню (т ш п), и массы шатуна, отнесенной к кривошипу (тш к);
• определение суммарной массы деталей, совершающих возвратнопоступательное движение (ту);
• вычисление сил инерции возвратно-поступательно движущихся
масс (Pj);
• вычисление суммарной силы РТ и сил N, К, /'(результаты расчета этих сил должны быть представлены в виде таблицы);
• определение силы, действующей на шатунную шейку коленчатого вала (Яш ш);
• построение диаграммы износа шатунной шейки с выбором направления канала для подвода масла;
• построение диаграммы суммарного индикаторного крутящего
момента от всех цилиндров с проверкой правильности определения
его среднего значения, расчет коэффициента неравномерности крутящего момента (ц) и расчет маховика;
• анализ уравновешенности двигателя с определением схемы
уравновешивания или с расчетом максимальных значений неуравновешенных сил и моментов, с указанием назначения противовесов и выполнением схемы их расположения на коленчатом
валу.
4 Ф ,° ПКВ
Ф,° ПКВ
Mh Н м
22 24 Ф ,° ПКВ
9 = 720/4=180
0
2
4
6
8
10
12Т 14 16 18 20 22 24 Ф ,° ПКВ
Рис. 2.1. Расположение на листе диаграмм,
2.2. Исходные материалы к динамическому
расчету двигателя
Приведем исходные данные, необходимые для динамического
расчета двигателя. Данные могут быть определены техническим
заданием либо получены в результате выполнения теплового расчета.
м, Р / /
0П
тр МПа
мм
Н
tltp М
мм
м
тм Н
мм
рамд
Мф гм
т$ м
мм
м
1
ш шО
Курсовой проект по ДВС
Динамический
расчет
полученных по результатам динамического расчета
1. Номинальная частота вращения коленчатого вала п, 1/мин, по
которой определяется угловая скорость KB, рад/с:
п ном
СО = 71
30
2. Число цилиндров / и их расположение.
3. Степень сжатия двигателя 8.
expert22 для http://rutracker.org
4. Рабочий объем цилиндра двигателя, л:
v
h
. •
I
5. Объем камеры сжатия (сгорания), л:
Vс
=
Ун
1
8 - 1
6. Диаметр цилиндра Z), мм.
7. Площадь поршня (площадь днища поршня), м2:
KD2
ж-г
F
n =—Г-
8. Ход поршня мм.
9. Ход поршня, эквивалентный объему камеры сгорания, мм:
с
1
8 - 1
10. Радиус кривошипа, мм:
г = —.
2
11. Коэффициент короткоходности
D
12. Критерий кинематического подобия
где г — радиус кривошипа; /ш — длина шатуна, т. е. расстояние между центрами (осями) поршневой и кривошипной головок шатуна.
Значение X выбирается либо с использованием данных прототипа
рассчитываемого двигателя, либо по имеющимся статистическим
данным:
• для ДсИЗ
X = 0,24... 0,28;
• для дизелей X = 0,26... 0,30,
причем в динамическом расчете следует использовать то же значение X, которое использовалось при построении индикаторной
диаграммы в тепловом расчете двигателя.
Все указанные исходные данные можно представить в виде таблицы.
13. При выполнении динамического расчета следует использовать
те же масштабы тр и ms, которые были выбраны для построения
индикаторной диаграммы по результатам теплового расчета.
При этом масштаб давлений т р одновременно является масштабом
удельных (отнесенных к единице площади поршня) сил инерции и
удельных суммарных сил. Следовательно, на оси ординат диаграмм
этих сил достаточно нанести шкалу давлений (значения давления
указывать через каждые 20 или 40 мм).
Примем масштаб угла поворота коленчатого вала /иф = 2 °ПКВ/мм.
По диаграммам сил от давлений газов, удельных сил инерции и
удельных суммарных сил можно определить абсолютные значения
этих сил, если использовать масштаб сил тР, который определяется
в зависимости от масштаба давлений и площади поршня, МН/мм:
тР =
rripF,
где Fn — площадь поршня, м2; тр — масштаб давления, МПа/мм.
По диаграмме тангенциальной (удельной или абсолютной) силы
можно определить значение мгновенного индикаторного крутящего
момента, создаваемого данным цилиндром, если использовать масштаб момента, Н м/мм:
тм = тРг-106,
где тР — масштаб сил, МН/мм; г — радиус кривошипа в м; тр —
масштаб давлений, МПа/мм; Fn — площадь поршня, м2.
14. Диаграмма сил от давления газов, развернутая по углу поворота коленчатого вала, представляет собой график избыточных давлений газов на поршень. При этом силы давления газов, действующие
на поршень, заменяются одной силой Рг, направленной по оси цилиндра и приложенной к центру оси поршневого пальца.
Развернутая диаграмма сил давления газов, так же как и остальные
диаграммы удельных сил, строится в том же масштабе, что и индикаторная диаграмма.
Для построения развернутой диаграммы /?г(ф) на индикаторной
(свернутой) диаграмме необходимо найти ординаты, соответствующие
различным положениям KB от 0 до 720° через каждые 30°. В интервале от 360 до 390° ординаты определяются через каждые 10°.
Для получения зависимости рТ(ср) используется уравнение кинематики КШМ:
х = х(ф) = г
(1 - coscp)+-j(l - cos 2ф)
где ф — угол ПКВ, отсчитываемый от ВМТ.
При этом решение задачи сводится к построению функции Рд'(ф) =
Связь между углом ПКВ и перемещением поршня также можно
получить графически по методу Брикса. Для этого под индикаторной
диаграммой (см. рис. 1.5 и 1.6) из точки О, соответствующей половине хода поршня, строят вспомогательную полуокружность радиусом S/(2ms). Затем от центра этой полуокружности в сторону НМТ
откладывают отрезок 00\ равный rX/(2ms). Полуокружность, проведенную из центра Оразделяют лучами с интервалом 30°. Из точек
пересечения этих лучей с полуокружностью опускают вертикальные
линии до пересечения с линиями давлений на индикаторной диаграмме. Отрезки этих вертикальных линий от оси абсцисс до соответствующих линий на индикаторной диаграмме отображают абсолютные значения давления газов в цилиндре двигателя для конкретных рассматриваемых положений коленчатого вала.
Справа от индикаторной диаграммы (см. рис. 2.1) строится координатная сетка для изображения всех сил, которые необходимо развернуть в координатах р - ф.
Затем ось абсцисс (ось углов ПКВ) с учетом шага расчета (30°)
делится на 24 части (для четырехтактного ДВС длительность рабочего цикла составляет 720 °ПКВ, в этом случае при масштабе
гПц = 2 °ПКВ/мм приходится по 15 мм на деление), и через эти точки
проводятся вертикальные линии. Первая точка развернутой индикаторной диаграммы по углу поворота KB нумеруется как 0, и она соответствует ВМТ в процессе впуска (0 °ПКВ).
При этом следует учитывать, что на свернутой индикаторной
диаграмме давление рт отсчитывается от абсолютного нуля, в то время как на развернутой диаграмме должно быть показано избыточное
давление газов:
&Рт=Рг-Ро,
где р0 — атмосферное давление.
Л МПа
у,
/
1
г
3
/
h.
/ —Ш
Р
1
5
7
9
>
1
1
l l j
1 3
V\ /
.
ч
А
.1
/
У
1
5
\
1
1 7
—
«
Л \
1 9
2 1
\
V
2 3
Ф ,
"
П
К
В
.
Рис. 2.2. Развернутая индикаторная диаграмма газовых сил, сил инерции
масс, движущихся возвратно-поступательно, и суммарных сил
Следовательно, ось абсцисс на развернутой диаграмме необходимо проводить на уровне атмосферного давления, а значит, давления
в цилиндре меньше атмосферного на развернутой диаграмме />г(ср)
будут отрицательными.
Сила давления газов на поршень Рг = ApTFn имеет тот же характер
действия, что и давление рг. При этом силы давления газов, направленные к оси KB, считаются положительными, а направленные от
оси KB — отрицательными.
Максимальное значение избыточного давления откладывается на
дополнительной вертикали между 12-й и 13-й точками (360 и
390 °ПКВ), и его положение определяется следующим образом:
• точка za индикаторной диаграммы проецируется по вертикальной
линии на полуокружность;
• точка пересечения проекции этой точки с полуокружностью
соединяется с центром О' и определяет угол сргд;
• правее 12-й вертикали откладывается отрезок, соответствующий
углу
и проводится вертикаль 12'.
Соединив полученные точки плавными линиями, получим развернутую индикаторную диаграмму сил Рг, P z и Pj (рис. 2.2).
2.3. Приведение масс элементов
кривошипно-шатунного механизма
По характеру движения массы деталей КШМ различают следующим образом:
• движущиеся возвратно-поступательно (поршневая группа и
верхняя, т.е. поршневая, головка шатуна);
• совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя, т.е. кривошипная, головка шатуна);
• совершающие сложное плоскопараллельное движение (стержень
шатуна).
Для упрощения динамического расчета действительный КШМ
заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных
масс. При этом массу поршневой группы тп считают сосредоточенной
на оси поршневого пальца, а массу шатунной группы тш заменяют
системой двух сосредоточенных масс, одна из которых (т ш п) считается расположенной на оси поршневого пальца, а другая (тш к) — на
оси шатунной шейки.
Для получения динамически эквивалентной системы необходимо
выполнение следующих условий:
• неизменность массы шатуна, т.е. тш = тш п + тш к;
• неизменность положения центра масс реального КШМ и замещающей его модели, т.е. тш п/ш к - тш к/ш п = 0, где /ш п и /ш к — соответственно расстояния от центра масс шатуна до центров поршневой
и кривошипной головок.
Откуда получим следующие выражения:
'ш
ш
' J
/шк Л
V
АЫ У
где /ш — длина шатуна.
Выполнение этих условий определяет статическую эквивалентность замещающей системы реальному КШМ.
Неуравновешенную массу кривошипа (т к ) заменяют массой, сосредоточенной на оси шатунной шейки:
г
где тшш — масса шатунной шейки; тш — масса неуравновешенной
части щеки; рш — расстояние центра масс щеки от оси KB; г — радиус кривошипа.
Суммарная неуравновешенная вращающаяся масса тг, нагружающая центробежной силой инерции коренную шейку,
тг = тк + тшк.
Для V-образных автотракторных ДВС, в которых с коленом вала
сочленяются два шатуна противолежащих цилиндров, данная масса
определяется в виде
тг = тк + 2тш к.
Суммарная масса, совершающая возвратно-поступательное движение вдоль оси цилиндра, определяется по выражению
т]=тп+тшп
=
r
V
I
Л
J
Массы деталей КШМ определяют значения сил инерции, действующих в КШМ. При выполнении динамического расчета двигателя массы тп и тш принимаются либо по прототипу рассчитываемого двигателя, либо по средним статистическим данным. Точно
также задается отношение /ш Jl m , необходимое для замены массы
шатуна тш двумя сосредоточенными массами тш п и тшк.
Для приближенного определения тп и тш удобно использовать
понятие конструктивных масс, кг/м2, т' = m/Fu (где Fn — площадь
поршня), которые являются функцией диаметра D цилиндра.
Ориентировочные значения масс в функции D, а также отношения
/ш к // ш для различных типов двигателей приведены в табл. 2.1.
При выборе значений конструктивной (т, кг/м2) или действительной (т, кг) массы поршневой группы и шатуна следует проверить их
соответствие статистическим данным, приведенным в табл. 2.1.
линейных
две
ГЧ• ^•
ГЧ
•
•
'
гч
<N С
<L>
<3
Гч
ГЧ
(2,3...
1
1
<Nгч
<N
(2,0...
3
0,28...0,30
0,28...0,30
соГЧ
гч гч
о • о•
чо чо
гч гч
о о
0,30...0,34
0,22...0,23
• •
ir> г—
две
0,30.,..0,34
ОО 00
IT)
^ «\ ОГЧ
• ГЧ•
V-образных
0,26... 0,30
0,22... 0,23
(1,08... 1,20)/)
(1,2... 1,25)/)
(1,8...2,0 )D
(1,5... 1,7)/)
шатуна
(m'J
£1
Дизели
тракторн]
Отношение /ш Jlm
0,26. ..0,30
До 4 500
Более 4 500
поршневой группы (т'„)
До 3 ООО
Более 3 ООО
изели автомобильные
ДсИЗ
Тип ДВС
Частота
вращения
пном, МИН"1
Конструктивная
масса т\ кг/м2
Гч
Гч
•
•
Гч
гч
После выбора конструктивных масс определяются:
• конструктивная масса части шатуна, отнесенная к поршню,
кг/м2,
1/%/Ъ^
^ш.п
"Ш/Ш/% ^ ШК
. ф
"Til
>
• конструктивная масса части шатуна, отнесенная к кривошипу,
кг/м 2 ,
'
/
J _
V
'
шк
AN /
• конструктивная масса, совершающая возвратно-поступательное
движение вдоль оси цилиндра, кг/м2,
ш
An к/Au
2
мм
т'п,
кг/м2
кг/м
2
т'
кг/м
Г,1
т'
Ш2 К'
2
кг/м
т'р
кг/м2
Окончание табл. 2.2.
X), мм
тп, г
г
m'JD,
2
(кг/м )/мм
m'JD,
(кг/м2)/мм
Результаты выбора конструктивных масс и отношения /ш к//ш це
лесообразно оформить в виде табл. 2.2.
2.4. Диаграмма сил инерции м а с с КШМ,
движущихся возвратно-поступательно
Найдем силу инерции деталей двигателя, движущихся возвратнопоступательно, отнесенную к площади поршня, Н/м2:
Pj = -m'jr(o2 (cos ф + X cos 2ф),
где т ) — в кг/м2; г — в м; со — в рад/с.
Для представления силы Ру в миллиметрах чертежа следует использовать зависимость
Pj = С( cos ф + A, cos 2ф),
2
т';Г<й
'г
где С =
т р -10 6 '
Проводить кривую Pj рекомендуется штриховой линией (см. рис.
2.2).
2.5. Диаграммы суммарных сил, действующих
в КШМ
Суммарная сила. Ординаты суммарной силы получают алгебраическим сложением ординат сил Рг и Р/.
Pz = PT + Pj.
Суммарная сила Ръ как и силы Рг и Рр действует по оси цилиндра
и приложена к оси поршневого пальца.
Форма диаграммы суммарной силы зависит от соотношения составляющих Рг и Pj. С увеличением Pj (в случае увеличения конструктивной массы rrij или частоты вращения KB) кривая Р ъ сильнее прогибается вниз и два раза пересекает ось абсцисс между 9-й и 10-й точками и вблизи ВМТ. Причем последняя точка пересечения может
располагаться как слева, так и справа от ВМТ.
При малых значениях Pj и больших значениях давления газов в
конце такта сжатия, что характерно для тихоходных дизелей, суммарная сила может не пересекать ось абсцисс на этом участке.
Для более точного определения характера силы Р £ рекомендуется
при суммировании сил Рг и Pj между точками 11 и 12 (330 и 360 °ПКВ)
и между точками 12 и 13 (360 и 390 °ПКВ) брать по две промежуточных
точки, обозначая их соответственно 1Г, 11" и 12', 12".
Проводить кривую суммарной силы Р ъ рекомендуется более жирной сплошной линией, чем линия для кривой Рг (см. рис. 2.2).
Диаграммы сил Рт9 Pj и Р ъ строятся на одной оси абсцисс, проведенной ранее на уровне атмосферного давления индикаторной
диаграммы.
Силы боковая, тангенциальная и нормальная. Воздействие от
силы Р т передается на стенки цилиндра перпендикулярно его оси и
на шатун по направлению его оси.
Сила N, действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра:
N=P^tgp,
где (3 — угол отклонения шатуна от оси цилиндра.
Нормальная сила N считается положительной, если создаваемый
ею момент направлен в сторону, противоположную вращению KB
двигателя.
Сила S, действующая вдоль оси шатуна и передающаяся далее
кривошипу, считается положительной, если она сжимает стержень
шатуна, и отрицательной, если она его растягивает:
cosp
Сила 5, перенесенная на сопряжение шатун—кривошип, раскладывается на две составляющие:
• нормальную силу, направленную по радиусу кривошипа,
cos(cp + P)
К = Рг
cosp
Номер
точки
°пкв
Рг
cos<p +
+ A.cos 2ф
1
30
-0,1
1,006
2
60
-0,1
3
90
4
Ф>
COS((p + p )
К
sin(<p + p)
cosp
T
Pi
tgP
N
-58,10
-58,2
0,141
-8,2
0,795
-46,2
0,622
-36,2
0,360
-20,79
-20,8
0,248
-5,2
0,285
-5,9
0,990
-20,8
-0,1
-0,280
16,17
16
0,289
4,6
-0,289
-4,6
1
16,1
120
-0,1
-0,640
36,95
36,8
0,248
9,1
-0,715
-26,3
0,742
27,3
5
150
-0,1
-0,726
41,91
41,8
0,141
5,8
-0,937
-39,1
0,378
15,8
6
180
-0,1
-0,720
41,62
41,5
0
0
-1
-41,5
0
0
7
210
-0,1
-0,726
41,91
41,8
-0,141
-5,8
-0,937
-39,2
-0,378
-15,8
8
240
0
-0,640
36,95
36,9
-0,248
-9,1
-0,715
-26,4
-0,742
-27,4
9
270
2
-0,280
16,17
18,1
-0,289
-5,2
-0,289
-5,3
-1
-18,2
10
300
4
0,360
-20,79
-16,8
-0,248
4,1
0,285
-4,8
-0,990
16,6
И
330
22
1,006
-58,10
-36,1
-0,141
5,1
0,795
-28,7
-0,622
22,5
11'
340
11"
350
12
360
145
1,280
-73,92
71,1
0
0
1
71,1
0
0
cosp
12'
370
12"
380
13
390
94
1,006
-58,10
36,9
0,141
5,1
0,795
28,5
0,622
22,3
14
420
34
0,360
-20,79
13,2
0,248
3,3
0,285
3,76
0,990
13,1
15
450
15
-0,280
16,17
31,2
0,289
9,1
-0,289
-9
1
31,2
16
480
10
-0,640
36,95
46,9
0,248
ИД
-0,715
-33,5
0,742
34,8
17
510
7
-0,726
41,91
48,9
0,141
6,7
-0,937
-45,8
0,378
18,5
18
540
3
-0,720
41,62
44,6
0
0
-1
-44,6
0
0
19
570
0,2
-0,726
41,90
42,1
-0,141
-5,9
-0,937
-39,4
-0,378
-15,9
20
600
0,2
-0,640
36,95
37,1
-0,248
-9,2
-0,715
-26,5
-0,742
-27,5
21
630
0,2
-0,280
16,17
16,4
-0,289
-4,7
-0,289
-4,7
-1
-16,3
22
660
0,2
0,360
-20,79
-20,6
-0,248
5,18
0,285
-5,8
-0,990
20,3
690
0,2
1,006
-58,10
-57,9
-0,141
8,2
0,795
-46,1
-0,622
36,1
720
0,2
1,280
-73,92
-73,7
0
0
1
-73,7
0
0
23
0
'
• тангенциальную силу, направленную по касательной к окружности радиуса кривошипа,
1
sin(cp + P)
~ Ъ
Q
'
cosp
Г
где ф — угол поворота кривошипа; р — угол отклонения шатуна.
Сила ^положительная, если она сжимает щеки колена.
Сила Тположительная, если направление создаваемого ею крутящего момента совпадает с направлением вращения КВ.
Силы Кя Тпередаются на коренные опоры двигателя. Дальнейшее
преобразование и замещение сил показывает, что пара сил Т и V
создает крутящий момент Mt на плече г, а пара сил N и N — опрокидывающий момент Мопр = -Mh приложенный к переменному плечу А. Опрокидывающий момент Мопр = Nh передается на опоры
двигателя и уравновешивается их реакциями, которые изменяются в
зависимости от угла ПКВ. Это обстоятельство является одной из
причин внешней неуравновешенности двигателя.
Результаты расчетов целесообразно представить в виде табл. 2.3.
Все результаты расчетов, приведенные в табл. 2.3, даны в миллиметрах, поэтому для получения значений давлений или сил необходимо использовать масштаб давлений т р , МПа/мм, или масштаб сил trip = rripFy МН/мм.
По данным табл. 2.3 построим диаграммы сил N, К, Т. При этом
диаграммы сил N и К строятся на одной оси абсцисс, а диаграмма
силы встроится на отдельной оси абсцисс, расположенной ниже оси
абсцисс диаграмм сил iV и AT (рис. 2.3).
Рис. 2.3. Диаграммы сил N., К, Т
При построении диаграмм этих сил необходимо учитывать следующие положения:
• при X < 0,25 кривая Рр проходящая вблизи НМТ вблизи точек 6
и 18, т. е. при 180 и 540 °ПКВ), будет выпуклой, при X = 0,25 — прямой,
а при X > 0,25 — вогнутой (см. рис. 2.2);
• в точках, где сила Р £ = 0, производные от нее также должны равняться нулю, поэтому необходимо спроецировать эти точки с помощью
вертикальных штриховых линий на оси абсцисс сил N, К и Г, и кривые указанных сил провести через данные точки;
• сила К дополнительно обращается в нуль при положении кривошипа в точке ф +р = 90°. Для правильного построения диаграммы
силы К необходимо провести вертикальные штриховые линии из
точек пересечения силы К с осью абсцисс диаграммы сил инерции
Pj (так как при ср + р = 90° сила Pj = 0);
• кривые сил Г и N пересекают ось абсцисс и изменяют свой знак
во всех мертвых точках (точках 0, 6, 12, 18, т. е. соответственно при 0,
180, 360, 540 °ПКВ) и в точках, где сила Р ъ равна нулю. Следует также
иметь в виду, что изменение кривых сил Т и N, а также знаки этих
сил одинаковые.
2.6. Полярная диаграмма силы, действующей
на шатунную шейку коленчатого вала
Полярная диаграмма (рис. 2.4), определяющая значение и направление силы Яш ш, представляет собой геометрическую сумму силы S,
действующей вдоль оси шатуна, и силы Кгш (центробежной силы,
создаваемой массой т ш к), направленной по радиусу кривошипа:
D _ С , jF
Ш.Ш
Сила Кгш при постоянной частоте вращения KB постоянна и
всегда направлена по радиусу кривошипа:
Km = тш.кГ °°2?
где т ш к — часть массы шатуна, отнесенная к кривошипу, кг; г —
радиус кривошипа, м; со — скорость вращения KB, рад/с. _
Учитывая, что сила S равна геометрической сумме сил КиТ, эта
формула будет иметь вид
^ш.ш= s + т + К гш.
Геометрическое место конца вектора Rm ш представляет собой полярную диаграмму, ориентированную относительно кривошипа
неподвижного KB, вращение которого заменяется вращением цилиндра в обратную сторону.
При построении полярной диаграммы силы S в прямоугольных
координатах с полюсом О откладывают значения сил КиТ для раз-
Рис. 2.4. Полярная диаграмма нагрузок на шатунную шейку однорядного
двигателя
личных углов ф ПКВ и получают соответствующие им точки конца
вектора S. При этом по горизонтальной оси откладываются значения
силы Т (вправо — положительные^влево — отрицательные), а по вертикальной оси — значения силы К (вниз — положительные, вверх —
отрицательные).
Затем, используя данные табл. 2.3, для каждой точки откладывают
по осям значения сил К и Т, восстанавливают перпендикуляры к
концам отложенных векторов и находят точки пересечения для всех
положений кривошипа. При этом отмечают номер точки, соответствующей этому положению. Последовательно соединив найденные
точки плавной кривой в порядке нарастания углов, получим полярную
диаграмму силы S, действующей по шатуну с полюсом О.
Теперь для получения полярной диаграммы результирующей силы Яш ш достаточно полюс О построенной полярной диаграммы силы
S переместить по вертикали вниз в точку Ох на расстояние, равное
вектору Кгш, что равносильно геометрическому сложению силы S и
вектора K rm .
Численное значение отрезка OOh мм чертежа, определяется по
формуле
2
п п _ Мщ*™
где т' ш к — часть конструктивной массы шатуна, отнесенной к кривошипу, кг/м2; г — радиус кривошипа, м; т р — масштаб давлений,
МПа/мм.
Рис. 2.5. Развернутая полярная диаграмма нагрузок на шатунную шейку
однорядного двигателя
Для большей наглядности в полюсе Ох диаграммы изображается
шатунная шейка и часть щеки.
Для определения сил, действующих на шатунный подшипник,
диаграмма, показанная на рис. 2.4, разворачивается по углу ПКВ в
диаграмму вида Яш ш
представленную на рис. 2.5. Ось абсцисс
для силы Я шш , как правило (но не всегда), совмещается с осью абсцисс, принятой для построения диаграммы силы Г. При этом в
точках, где Р £ = 0, сила Яшш = Кгш.
При построении полярной диаграммы силы Яшш и графика Ятш =
=/(ф) рекомендуется брать по две дополнительных точки между точками равномерного разбиения 12 и 13, 13 и 14. Эти дополнительные
точки обозначаются соответственно 12' и 12", 13' и 13".
На развернутой диаграмме Яшш = /(ф) необходимо обозначить
максимальные и минимальные значения силы Яш ш, определяемые на
построенной полярной диаграмме как минимальные и максимальные
расстояния от точки Ох до линии полярной диаграммы.
По развернутой диаграмме Яшш = /(ф) следует определить:
• среднюю силу за рабочий цикл двигателя Яш ш ср, необходимую
для выполнения теплового расчета подшипника;
Т а б л и ц а 2.4
D
-*vui ш ср
ММ
А
МПа
мм
D
iii ш шах
/v
шшср
МПа
ММ
МПа
• среднюю силу в петле максимальных нагрузок Л'ШтШ ср, необходимую для нахождения минимальной толщины масляного слоя;
• максимальную силу Яш.штах, необходимую для обоснованного
выбора антифрикционного материала подшипника.
Результаты расчетов этих сил целесообразно представить в виде
табл. 2.4.
2.7. Теоретическая диаграмма износа шатунной
шейки
С использованием полярной диаграммы силы, действующей на
шатунную шейку, выполняется построение теоретической диаграммы
ее износа для определения зоны, где следует располагать канал подвода масла к шатунному подшипнику.
Построение этой диаграммы основано на следующих допущениях:
износ шейки прямо пропорционален значению вектора силы Яш ш и
распространяется на дугу протяженностью 120°, расположенную симметрично относительно точки приложения этого вектора; коррозионный
и эрозионный износы шатунной шейки не учитываются.
Порядок построения теоретической диаграммы износа шатунной
шейки:
• сначала строится вспомогательная окружность с произвольным
радиусом (60...70 мм);
• на построенную окружность переносится ограничительный сектор, образованный предельными касательными к полярной диаграмме. Эти касательные, проведенные из полюса Ох диаграммы, определяют на окружности шатунной шейки условные границы силового
воздействия;
• с полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку поочередно параллельно самим себе на вспомогательную окружность переносятся векторы силы_Лш ш, соответствующие расчетным точкам
(1... 24). Векторы силы Яш ш в промежуточных точках (12', 12", 13', 13")
на вспомогательную окружность не переносятся;
• вправо и влево от точки приложения каждого вектора силы Яш ш
откладываются отрезки дуг протяженностью 60° (эту операцию удобно выполнять с помощью специального шаблона, представляющего
собой крут, в котором вырезан сектор с углом у вершины 120°);
• по направлению к центру окружности на каждом отрезке дуги
откладывается отрезок (толщина кольцевой полоски), прямо пропорциональный значению данного вектора силы R m j j r Толщина
кольцевой полоски определяется умножением силы /?ш.ш, мм, на
масштаб, который следует принимать равным 0,05... 0,10. Кольцевые
полоски заштриховываются или зачерняются. В итоге постепенно
наращиваемая суммарная площадь этих полос представляет собой
вспомогательную диаграмму износа (рис. 2.6, a);
Ненагруженный
\ участок шейки
масляного
канала
а
б
Рис. 2.6. Построение теоретической диаграммы износа шатунной шейки:
а — вспомогательная диаграмма; б — диаграмма износа
• для получения окончательного изображения теоретической диаграммы износа (рис. 2.6, б) проводится еще одна окружность с произвольным радиусом (40...50 мм), изображающая шатунную шейку,
которая как и вспомогательная окружность, разбивается на 12 частей.
По каждому из 12 полученных при этом лучей в произвольном масштабе откладывается суммарная ширина зачерненных на вспомогательной диаграмме кольцевых полосок. Концы полученных отрезков
соединяют плавной кривой, характеризующей износ шейки;
• поскольку масло следует подводить в зону наименьшего износа
(в зону наименьших давлений на шейку), на диаграмме показывают
линией, проходящей через ось шатунной шейки, направление маслоподводящего канала и отмечают ее угловое значение относительно
вертикали.
2.8. Диаграмма суммарного индикаторного
крутящего момента
В многоцилиндровых двигателях кривошипы KB воспринимают
тангенциальные усилия, которые создают скручивающие моменты.
Эти моменты, суммируясь последовательно по длине вала, создают
на его хвостовике (в месте отбора мощности) суммарный индикаторный крутящий момент двигателя MLT.
Так как значение и характер крутящих моментов по углу ПКВ для
всех цилиндров двигателя одинаковые, то для определения суммарного индикаторного крутящего момента достаточно построить кривую
крутящего момента одного цилиндра.
Значение суммарного индикаторного крутящего момента
определяется графическим суммированием крутящих моментов Min
от каждого цилиндра, действующих на KB при данном значении его
угла поворота ср. При этом кривые для отдельных цилиндров должны
быть сдвинуты относительно друг друга на угловой интервал 0, соответствующий интервалу между рабочими ходами в отдельных цилиндрах. Суммарный индикаторный крутящий момент изменяется с
периодом 6.
Для четырехтактных двигателей с равными интервалами между
рабочими ходами
_ 720°
О-—:—>
i
где i — число цилиндров двигателя.
Диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента строится слева от диаграммы сил К и Т {см. рис. 2.1). Период его изменения по оси абсцисс Нв определяется с учетом числа цилиндров,
равномерности (или неравномерности) чередования рабочих ходов
и масштаба угла ПКВ т ф . Для четырехтактного двигателя с равномерным чередованием рабочих ходов период изменения крутящего
момента по оси абсцисс
„
Э 720°
Так же, как и для рабочего цикла, период Щ равномерно делится
на угловые интервалы, равные 30 °ПКВ, и через точки деления проводятся вертикальные линии.
Поскольку Mt - Тг (где г — радиус кривошипа), очевидно, что
диаграмма Т = /(ср)в масштабе т м является диаграммой М{ =/(ср),
поэтому рекомендуется определенная последовательность построения
графика Mfr = /(ф), которая далее рассматривается для некоторых
наиболее распространенных четырехтактных двигателей.
Однорядный двухцилиндровый двигатель с кривошипами KB,
расположенными под углом 360° (т.е. направленными в одну
сторону). Чередование вспышек равномерное — через 360°ПКВ.
Период изменения крутящего момента по оси абсцисс Щ для кривой
= /(ф) с учетом того, что т ф = 2 °/мм, равен 180 мм. К нему проводятся 13 основных вертикальных линий.
На нулевую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием с учетом знака ординат, 0 + 1 2 точек диаграммы Т-/(ф), а на первую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием ординат 1 + 13 точек и т.д.
Полученные на вертикальных линиях точки соединяются плавной
кривой, которая в соответствующем масштабе представляет собой
диаграмму
для данного типа двухцилиндрового двигателя.
Подобное построение также справедливо и для однорядного двухцилиндрового двигателя с кривошипами KB, расположенными под
углом 180°, и с противоположно расположенными цилиндрами. Для
этого двигателя также характерно равномерное чередование рабочих
ходов.
Четырехцилиндровый однорядный двигатель с KB, обладающим зеркальной симметрией, и с кривошипами KB, расположенными под углом 180°. Чередование вспышек равномерное — через
180 °ПКВ. Период изменения крутящего момента Нв при т ф = 2 °/мм
равен 90 мм. К нему проводится семь основных вертикальных линий.
На нулевую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием с учетом знака ординат 0 + 6+12+18 точек
диаграммы Т = /(ср), а на первую вертикальную линию наносится
результирующая, полученная суммированием ординат 1 + 7 + 13 + 19
точек и т.д.
Полученные на вертикальных линиях точки соединяются плавной
кривой, которая в соответствующем масштабе представляет собой диаграмму MIT =ЛФ) ДЛЯ четырехцилиндрового однорядного двигателя.
Аналогичное построение справедливо также для четырехцилиндрового V-образного двигателя с углом развала между рядами 90° и
с пространственным несимметричным KB с четырьмя кривошипами, расположенными в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях.
Шестицилиндровый однорядный двигатель с KB, обладающим
зеркальной симметрией, и с кривошипами KB, расположенными
под углом 120°. Чередование вспышек равномерное — через 120 °ПКВ.
Период изменения крутящего момента HQ при т ф = 2 °/мм равен
60 мм. К нему проводится пять основных вертикальных линий.
На нулевую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием 0 + 4 + 8 + 1 2 + 1 6 + 20 точек диаграммы
T = f { ф), а на первую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием 1 + 5 + 9+13+17 + 21 точек и т.д.
Полученные на вертикальных линиях точки соединяются плавной
кривой, которая в соответствующем масштабе представляет собой
диаграмму М1Ъ = /(ф) для шестицилиндрового однорядного двигателя.
Восьмицилиндровый У-образный двигатель с углом развала
между осями цилиндров 90° и с кривошипами KB, расположенными в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях. Чередование
вспышек равномерное — через 90 °ПКВ. Период изменения крутящего момента Щ при т ф = 2 °/мм равен 45 мм. К нему приводится
четыре основные вертикальные линии.
На нулевую вертикаль наносится результирующая, полученная
суммированием ординат 0 + 3 + 6 + 9 + 1 2 + 1 5 + 1 8 + 21 точек диаграммы Т=/(ф), а на первую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием ординат 1 + 4 + 7 + 1 0 + 1 3 +
+ 16+19 + 22 точек и т.д.
Полученные на вертикальных линиях точки соединяются плавной
кривой, которая в соответствующем масштабе представляет собой
диаграмму MiYj = /(ср) для V-образного восьмицилиндрового двигателя.
Двухцилиндровый рядный двигатель с кривошипами KB,
расположенными под утлом 180°. Чередование вспышек неравномерное — через 180 и 540 °ПКВ. Данный двигатель рассматривается
как одноцилиндровый. Период изменения крутящего момента Щ
при /иф = 2 °/мм равен 360 м. К нему проводится 25 основных вертикальных линий.
На нулевую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием с учетом знака ординат 0 + 3 точек диаграммы Т=/(ф), а на первую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием ординат 1 + 4 точек и т.д.
Полученные на вертикальных линиях точки соединяются плавной
кривой, которая в соответствующем масштабе представляет собой
диаграмму MilL -/(ф) для данного типа двигателей.
Шестицилиндровый У-образный двигатель с утлом развала
между осями рядов цилиндров 90° и с несимметричным KB,
имеющим три кривошипа, расположенных под утлом 120°. Чередование вспышек неравномерное — через 90 и 150 °ПКВ. Такой
двигатель рассматривается как два трехцилиндровых. Период изменения крутящего момента HQ при /иф = 2 °/мм равен 120 мм. К нему
проводится девять основных вертикальных линий.
На нулевую вертикальную линию наносится результирующая, полученная суммированием с учетом знака ординат 0 + 8 + 16 точек и т.д.
Полученные на вертикальных линиях точки соединяются плавной
кривой, которая в удвоенном масштабе представляет собой диаграмму MiYd = /(ф) для данного типа двигателей.
При построении графика М1Ъ - /(ф) необходимо соблюдать следующие общие для всех типов двигателей требования:
• для учета максимальной силы в интервале между точками 12 и
13 необходимо провести дополнительные ординаты в центре всех заданных интервалов, нумеруя их цифрами 0, Г, 2' и т. д., после чего следует выполнить суммирование по этим дополнительным ординатам;
• необходимо, чтобы наклон кривой MiYj = /(ф) был одинаковым с
обеих сторон (т.е. производные ^MJL. должны совпадать); с этой
d<p
целью в интервале точек 0... 1 следует взять промежуточные точки
(например, через 10 °ПКВ).
Для определения правильности построения диаграммы MlT = /(ф)
рассчитывается значение среднего суммарного индикаторного момента Micp по диаграмме и сравнивается с расчетным значением,
полученным по данным теплового расчета.
Для определения момента Micp по диаграмме следует найти результирующую площадь под кривой суммарного крутящего момента и
разделить ее на расстояние между крайними ординатами периода.
Средний индикаторный крутящий момент отображается высотой
прямоугольника, построенного в заданном интервале ординат и равновеликого найденной площади в масштабе диаграммы ординат, Н * м:
Мер = hmM,,
где тм — масштаб момента, Н • м/мм.
Значение среднего индикаторного крутящего момента на номинальном режиме работы двигателя
м
-'"/ср.ном
- 9 5^0
J
N gH0M
^номЛм
9
где Л^ном — номинальная эффективная мощность двигателя из задания на проектирование двигателя, кВт; яном — номинальная частота вращения, мин-1; г\м — механический КПД.
Абсолютное значение относительной разности моментов Micp и
Micp ном не должно превышать 5 %:
у=
М
-'"/ср
- м/ср.ном
хгх
м ср.ном
Для оценки степени равномерности индикаторного крутящего
момента по диаграмме MiZ = /(ср) следует определить коэффициент
неравномерности крутящего момента:
.. _ Д^д:max
~^/Smin
где M/Smax и Mimin — максимальное и минимальное значения индикаторного крутящего момента (с учетом знаков), определенные по
диаграмме MiZ =Лф)Индикаторный крутящий момент Mt каждое мгновение уравновешивается суммарным моментом сопротивления и моментом сил
инерции вращающихся и движущихся возвратно-поступательно масс
двигателя, приведенных к оси КВ.
Колебания скорости вращения KB на установившемся режиме
работы двигателя характеризуются коэффициентом неравномерности
хода
g _ в^тах ~ e^min
юср
где сотах и со^ — максимальное и минимальное значения скоростей
вращения KB за время, равное периоду изменения индикаторного
крутящего момента MiZ.
Рис. 2.7. Определение действительного
момента инерции маховика / м д
ЪУ с Щ
/ \ •V
«г\ /NJ
ч/_ Щ
/X \
Щ_\У/
/\
W?4 * — Л
/
С С
N
Л1.Д ~ ^Mfi
L 1 - L M - Для автотракторных двигателей принимается 5 = 0,01 ...0,02.
Коэффициент неравномерности хода 5 зависит от момента инерции двигателя / д и так называемой избыточной работы Хизб, Дж,
которая представляет собой положительную площадь Fx (см. рис. 2.1),
заключенную между кривой MiZ =/(ф) и прямой момента сопротивления (значение которого равно Micp):
= / Ши - М1срЩ =
Ф1
4п
где ф — угол ПКВ, рад/мм; т' =
масштаб угла ПКВ, рад/мм.
/#е
Далее определяется приведенный момент инерции двигателя / д
(момент инерции вращающихся и движущихся возвратно-поступательно масс двигателя, приведенный к оси KB), при котором в данных
условиях обеспечивается заданное значение 8 (рекомендуемое значение 5 = 0,02), кг * м2:
Тд — ^изб
" 5о>2'
При конструировании маховика его действительный момент инерции / м д должен быть равен приведенному моменту инерции двигателя /д. Значение / м д с достаточной для практики точностью определяется посредством представления тела маховика в виде N кольцевых
элементов с простейшей геометрией сечения, как показано на рис. 2.7,
где rrii и л* соответственно масса и расстояние от оси вращения до геометрического центра поперечного сечения /-го кольцевого элемента.
2.9. Анализ уравновешенности двигателя
В данной части динамического расчета необходимо выполнить
следующее:
• указать, какие силы и моменты в двигателе относятся к неуравновешенным;
а
а
а
1 Ш.Ш
Z4Z
7777
1 К.Ш
1,4
о
4 ш.ш
2 к.ш
3 к.ш
ил.
/ / / /
7777
'/77/.
2 ш.ш
а
3 ш.ш
4к.ш
/М/
7777
7777
5 ш.ш
2,3
9=180 °ПКВ
е=зб<з°пкв
9 = 540 °ПКВ
9 = 720 °ПКВ
б
Рис. 2.8. Схема коленчатого вала двигателя (а) и порядок рабочих ходов в
цилиндрах (б)
• изобразить схему коленчатого вала двигателя с указанием расположения его колен (рис. 2.8);
• привести в общем виде выражения для неуравновешенных сил,
действующих на каждом кривошипе;
• на основе анализа условий уравновешенности двигателя указать,
какие силы и моменты каких сил уравновешены, а какие неуравновешены в данном многоцилиндровом двигателе;
• если неуравновешенные силы и моменты подлежат уравновешиванию, привести схему уравновешивания, т. е. схему размещения
противовесов;
• если какие-либо из неуравновешенных сил и моментов не подлежат уравновешиванию, необходимо вычислить их суммарные максимальные значения и указать, каким в принципе способом можно
уравновесить данную силу или момент;
• указать назначение противовесов в данном двигателе.
2.10. Полярная диаграмма сил; действующих
на коренные шейки коленчатого вала
Общие положения. Полярная диаграмма (рис. 2.9) показывает
значение и направление силы Як ш, действующей на коренную шейку.
Эта сила представляет собой геометрическую сумму силы S, действующей вдоль оси шатуна, силы Кгт (центробежной силы, созда-
А
Рис. 2.9. Полярная диаграмма
нагрузки на вторую коренную шейку
однорядного
шестицилиндрового
четырехтактного двигателя
Яш.ш I
Rш.ш л
ваемой массой т к ш), направленной по радиусу кривошипа, и центробежной силы инерции неуравновешенных масс кривошипа Кк:
Учитывая, что сила, действующая вдоль оси шатуна
S = K + T,
силу, действующую на коренную шейку, можно записать в виде
Дс.ш = к + Т + Кгш +
откуда центробежная сила инерции неуравновешенных масс кривошипа, МН,
Кк=-ткг(о2Л06,
где тк — неуравновешенная масса кривошипа, кг; г — радиус кривошипа, м; со — скорость вращения KB, рад/с.
Сила К г - Кгш + Кк используется для расчета шатунной шейки на
прочность и расчета коренного подшипника. Значение тк определяется массами шатунной шейки тШ Ш9 щек тЩ9 а также соотношением
радиуса кривошипа г и расстояния центра масс щеки от оси KB рщ:
Щс ~ ^ш.ш + ^АПЩ — .
г
Геометрическое место конца вектора RK ш представляет собой полярную диаграмму, ориентированную относительно оси неподвижного KB, вращение которого заменяется вращением цилиндра в
обратную сторону.
При построении полярной диаграммы силы RK ш предполагается,
что каждая коренная шейка воспринимает половину нагрузки, действующей на смежные кривошипы. Для построения полярной диаграммы силы Як ш используются полярные диаграммы сил, действующих на шатунные шейки.
Полярная диаграмма силы RK ш, действующей на первую и последнюю (крайние) коренные шейки, может быть получена посредством смещения полюса полярной диаграммы нагрузок, действующих
на шатунную шейку, из точки О, в точку Оъ что Адекватно геометрическому сложению сил Яш ш и К г Отрезок 0,0 2 , мм чертежа, отражающий значение силы Кп определяется по выражению
где т'к — конструктивная масса неуравновешенной части кривошипа, кг/м2 (масса, отнесенная к единице площади поршня); г — ра-
диус кривошипа, м; со — скорость вращения, рад/с; тр — масштаб
давлений, МПа/мм.
Значения конструктивных масс т'к для коленчатых валов без противовесов приведены в табл. 2.5.
Для большей наглядности в полюсе 02 диаграммы изображают
коренную шейку KB и заканчивают очертания кривошипа.
При построении полярной диаграммы для средних (промежуточных) коренных шеек необходимо выполнить геометрическое сложение полярных диаграмм смежных шатунных шеек с учетом фазового
сдвига (порядка работы цилиндров).
Построение полярной диаграммы нагрузок на коренные шейки однорядного двигателя. Рассмотрим построение полярной диаграммы нагрузок на коренную шейку на примере шестицилиндрового однорядного двигателя с порядком работы цилиндров 1—5—3—
6 — 2 — 4 (см. рис. 2.9). При этом рекомендуется следующий порядок
построения:
• вычерчиваются колена вала, расположенные по обе стороны
коренной шейки;
• полярные диаграммы нагрузок на смежные шатунные шейки
ориентируются относительно колен до совпадения их полюсов в
точке 0 2 ;
• определяется фазовый сдвиг рабочих процессов в цилиндрах,
между которыми расположена коренная шейка. (В нашем случае
фазовый сдвиг рабочих процессов в 5-м и 6-м цилиндрах, между
которыми находится рассматриваемая 6-я коренная шейка, составляет 480°ПКВ.);
• складываются векторы сил, одновременно действующих на кривошипы. (В нашем примере вектор силы в точке О пятого кривошипа
суммируется с вектором силы в точке 16 шестого кривошипа, после
чего соответственно суммируются векторы сил в точках 1 и 17 и т.д.);
• концы результирующих векторов соединяются плавной кривой,
которая является полярной диаграммой силы RK ш.
Следует обратить внимание, что на каждую коренную шейку действует только половина нагрузки от смежных кривошипов. Поэтому
для полярной диаграммы силы RK ш необходимо в 2 раза уменьшить
численное значение масштаба сил тР.
Т а б л и ц а 2.5
Тип коленчатого вала
Конструктивные массы т'к, кг/м2
ДсИЗ
Дизели
Стальной штампованный
200... 300
250... 350
Чугунный литой
100...200
150... 300
Метод построения диаграммы износа коренной шейки аналогичен
методу построения диаграммы износа шатунной шейки (см. подразд.
2.6). Только в этом случае векторы полярной диаграммы прикладываются к диаграмме износа развернутыми на 180°.
Для определения среднего значения полной нагрузки на коренную
шейку ЛК Шср и среднего значения нагрузки в петле максимальных
нагрузок R'KUS ср строится развернутая по углу ПКВ диаграмма нагрузок. Методика построения этой диаграммы такая же, как и в случае
построения развернутой диаграммы нагрузок на шатунную шейку
(см. подразд. 2.6).
Особенности построения полярных диаграмм нагрузок на
шатунные и коренные шейки двигателей со сложными компоновочными схемами. В двигателях со сложными компоновочными
схемами (двухрядных, трехрядных и т. д.) на каждую шатунную шейку KB передается усилие от двух, трех и более шатунов в зависимости
от компоновочной схемы. Кроме того, на шейке KB шатуны могут
устанавливаться различными способами. Например, могут быть
сочлененные шатуны (центрального сочленения и прицепные),
смещенные шатуны (два одинарных шатуна, кривошипные головки
которых установлены рядом на одной шатунной шейке) и т.д. Это
обстоятельство определяет некоторые особенности построения полярной диаграммы суммарной силы RK ш1 , действующей на шатунную
шейку.
Рекомендуется следующий порядок построения такой диаграммы:
• по методике, изложенной ранее, выполняется построение нагрузок от действия каждого шатуна, связанного с заданной шейкой
КВ. При этом рекомендуется подбирать отношение /ш к // ш таким образом, чтобы при разнесении масс всех шатунов получить одинаковые
значения массы тш п. В этом случае можно ограничиться построением одной полярной диаграммы нагрузок, которая будет одинаковой
для всех цилиндров двигателя. Если по каким-либо причинам получить равные значения масс т ш п не удается, то необходимо строить
полярные диаграммы от действия каждого цилиндра;
• определяется фазовый сдвиг рабочих процессов в цилиндрах,
нагружающих одну шатунную шейку KB;
• выполняется геометрическое суммирование векгоррв диаграмм
с учетом сдвига рабочих процессов по фазе, и концы суммарных
векторов обводятся плавной кривой;
• полюс диаграммы переносится из точки О в точку Ох. При этом
расстояние ООь мм чертежа, определяется с учетом конструктивных
масс тш к от всех шатунов, связанных с данной шатунной шейкой
KB:
гсо2
трЛ06
где /Ищ kS = 2/Иш.к/» кг/м2; тр — масштаб давлений, МПа/мм; г — радиус кривошипа, м; ю — скорость вращения, рад/с.
В случае когда шатуны устанавливаются на шейке рядом, геометрическое суммирование векторов сил можно производить, пренебрегая смещением шатунов.
Построение полярной диаграммы нагрузок на коренную шейку
для двигателей со сложными компоновочными схемами выполняется геометрическим сложением векторов полярных диаграмм нагрузок
на смежные шатунные шейки с учетом фазового сдвига, как это было
рассмотрено ранее.
Построение развернутых по углу ПКВ диаграмм нагрузок на коренные и шатунные шейки KB и диаграммы износа шеек выполняется так же, как и для однорядного двигателя.
В качестве примера рассмотрим восьмицилиндровый четырехтактный V-образный двигатель с равномерным чередованием рабочих ходов и порядком работы цилиндров 1—5 — 4 — 2 — 6 — 3 — 7 — 8.
В этом случае для построения векторной диаграммы нагрузок на
шатунную шейку необходимо геометрически суммировать относительно полюса О векторы полярной диаграммы Яш ш в точках 0 и 21,
1 и 22, 2 и 23 и т. д., так как здесь первый цилиндр по фазе рабочего
цикла отстает от левого цилиндра на 90 °ПКВ (рис. 2.10).
Данная диаграмма для этих двигателей является условной и используется только при расчете шатунной шейки на прочность и построении диаграмм нагрузок на коренные шейки, для чего, как уже
отмечалось при построении диаграммы однорядного двигателя, следует сместить полюс из точки О в точку Оь рассчитав данное расстояние по соответствующей формуле.
Построение диаграммы износа шатунной шейки и расчет шатунного подшипника V-образных двигателей с последовательным расположением шатунов следует производить по полярной диаграмме
нагрузок на шатунную шейку одного цилиндра.
Полярную диаграмму нагрузок на промежуточные коренные шейки V-образного двигателя необходимо строить с учетом формы KB и
чередования рабочих ходов. В этом случае относительно полюса Ох
каждого кривошипа наносится в тонких линиях суммарная диаграмма от левого и правого цилиндров, а затем геометрически складываются векторы. В частности, при построении диаграммы нагрузок на
вторую коренную шейку восьмицилиндрового четырехтактного
V-образного двигателя с равномерным чередованием рабочих ходов и
порядком работы цилиндров 1 — 5—4—2 — 6—3 — 7 — 8 суммируются
векторы в точках 0 и 15, 1 и 16, 2 и 17 и т.д. (см. рис. 2.10). В этом случае нагрузки на промежуточные коренные шейки
= 0,5[(/?ш ш1 + A'rKl)+(i?III ш2 + Кгк2)] = 0,5(Лк1 + /?к2),
где RKl =
+ Кгк1; /?к2 =
+ ^гкг-
Рис. 2.10. Полярная диаграмма нагрузок на вторую коренную шейку V-образного восьмицилиндрового четырехтактного двигателя с равномерным чередованием рабочих ходов:
Пк ш — центр, относительно которого определяется нагрузка на коренные шейки
Для расчета коренных подшипников каждую полярную диаграмму необходимо развернуть в координатах UK11I—ср и на развернутых
диаграммах нанести значения /гк.ш.ср, Я'к.ш.ср и
При построении диаграммы износа коренных шеек следует помнить, что реакция со стороны коренного подшипника направлена от
точки полярной диаграммы к полюсу O v
2.11. Диаграммы набегающих крутящих
моментов на коренные и шатунные шейки
Коренные шейки. Построение диаграмм набегающих крутящих
моментов, передаваемых коренными шейками (КШ), производится
графическим суммированием моментов от действия отдельных цилиндров.
На рис. 2.11 в качестве примера приведены диаграммы набегающих
крутящих моментов на коренные шейки шестицилиндрового четырехтактного двигателя с порядком работы цилиндров 1 — 5 — 3 — 6 —
2 — 4. Третья коренная шейка передает крутящие моменты от первого (Мп) и второго (Mi2) цилиндров. Второй цилиндр отстает по фазе
Мц = Мк2
Ф,°пкв
<р,°ПКВ
ср,°ПКВ
Ф,°пкв
ф,° ПКВ
Рис. 2.11. Кривые набегающих крутящих моментов на коренные шейки шестицилиндрового четырехтактного двигателя
от первого на 480 °ПКВ, и суммировать необходимо значения моментов в точках 0 и 8, 1 и 9, 2 и 10 и т.д.
Четвертая коренная шейка передает крутящий момент Мк3 и момент от действия третьего цилиндра Мв, отстающий по фазе на
240 °ПКВ, и суммировать необходимо значение кривой Мкг в точке 0
0,5
ф,° ПКВ
ср,°ПКВ
ф,° ПКВ
Ф,°пкв
Ф,°пкв
Рис. 2.12. Кривые набегающих крутящих моментов на шатунные шейки
шестицилиндрового четырехтактного двигателя
со значением кривой Мп в точке 16. Далее суммируются соответственно значения в точках 1 и 17, 2 и 18, 3 и 19 и т. д. Аналогично определяется передаваемый крутящий момент для 5, 6 и 7-й коренных
шеек.
Диаграмма крутящего момента МкЪ передаваемого седьмой коренной шейкой, является диаграммой суммарного крутящего момента,
содержащей шесть (по числу цилиндров) участков с одинаковыми
законами изменения значения.
Для V-образных двигателей диаграммы набегающих крутящих
моментов строят следующим образом:
• с учетом сдвига по фазе рабочего цикла между левым и правым
рядами цилиндров строится суммарная диаграмма момента, передаваемого кривошипом (для однорядного двигателя это будет диаграмма момента, передаваемая второй коренной шейкой);
• с учетом порядка работы цилиндров определяется сдвиг по фазе
рабочего цикла между соседними по порядку работы цилиндрами;
• суммируются отдельные точки диаграммы момента в той последовательности, которая изложена применительно к однорядному
двигателю.
Шатунные шейки. Диаграммы набегающих крутящих моментов,
передаваемых шатунными шейками (ШШ), строятся аналогично
диаграммам набегающих крутящих моментов, передаваемых коренными шейками. Разница заключается лишь в том, что в этом случае
значения суммируемых крутящих моментов составляют 0,5М{. При
этом сдвиг по фазе рабочего цикла остается таким же, как и при расчете коренных шеек.
На рис. 2.12 в качестве примера приведены диаграммы набегающих
крутящих моментов, передаваемых на шатунные шейки шестицилиндрового четырехтактного двигателя.
После построения диаграмм набегающих крутящих моментов (см.
рис. 2.11 и 2.12) определяют по значению размаха Mt наиболее нагруженные коренную и шатунную шейки, которые и подлежат последующему прочностному расчету.
Глава 3
КОНСТРУИРОВАНИЕ И ОЦЕНКА
РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЭЛЕМЕНТОВ
ДВИГАТЕЛЯ
3.1. Эскизное проектирование двигателя
3.1.1. Общие предпосылки эскизной проработки
конструкции двигателя
Эскизное проектирование сводится к выполнению поперечного и
продольного разрезов двигателя с обоснованием принятых решений и
необходимыми расчетами, представленными в пояснительной записке.
Исходными материалами для конструктивной разработки являются: параметры двигателя, указанные в задании на курсовой проект;
параметры, полученные в результате теплового и динамического расчетов; поперечный и продольный разрезы прототипа разрабатываемого двигателя.
Разрезы прототипа являются лишь основой при проектировании
двигателя, определяющей общую компоновку и взаимное расположение деталей, узлов и агрегатов. В отдельных случаях в них могут
иметься графические ошибки и отступления от ЕСКД. Следовательно, требуется критический подход к чертежам прототийа при выполнении курсового проекта.
В процессе проектирования допускается обоснованное изменение
или замена на более совершенные конструкции отдельных деталей и
узлов двигателя, таких как поршень, шатун, жидкостный и масляный
насосы, механизм газораспределения и др.
Размеры основных деталей двигателя, которые задаются по статистическим данным, должны проверяться расчетом. Предварительные
расчеты и принятые решения необходимо заносить в черновик
расчетно-пояснительной записки.
В процессе проектирования следует широко использовать различные справочные материалы, альбомы и чертежи отечественных и
зарубежных двигателей, близких к прототипу, в целях уточнения отдельных конструктивных решений.
Элементы и узлы двигателя предварительно разрабатываются на
миллиметровой бумаге, их чертежи согласовываются с консультантом
проекта, а затем поперечный (рис. 3.1) и продольный (рис. 3.2) раз-
резы двигателя выполняются карандашом в тонких линиях на листах
чертежной бумаги формата А1 в масштабе 1 : 1 с соблюдением всех
правил ЕСКД. При больших габаритных размерах двигателя допускается использование чертежных листов большего формата. Оба
разреза желательно располагать на листах в вертикальном положении.
Выполнять поперечный и продольный разрезы рекомендуется параллельно, что в значительной степени упрощает проектирование.
В целях сокращения объема графических работ по согласованию
с консультантом допускается не вычерчивать обслуживающие агре-
Рис. 3.1. Размещение поперечного разреза рядного двигателя
гаты (топливный насос, генератор, стартер и др.). Для V-образных
двигателей большой мощности на поперечном разрезе возможно вычерчивание только правого или левого цилиндра совместно с картером двигателя (рис. 3.3).
На продольном разрезе однорядных двигателей с числом цилиндров больше четырех и V-образных двигателей с числом цилиндров
больше шести можно показывать разрез передней части двигателя с
первым цилиндром и разрез задней части двигателя с маховиком на
коленчатом валу, выполняя их на расстоянии 5... 10 мм друг от друга.
L
Рис. 3.2. Размещение продольного разреза рядного двигателя
expert22 для http://rutracker.org
Рис. 3.3. Размещение поперечного разреза V-образного двигателя
Рис. 3.4. Размещение продольного разреза V-образного двигателя
В этом случае продольный разрез двигателя удается разместить на
одном чертежном листе (рис. 3.4).
3.1.2. Компоновка двигателя и выполнение
его поперечного и продольного разрезов
Перед началом проектирования необходимо тщательно проанализировать конструкцию прототипа, уточнить назначение и взаимосвязь всех деталей двигателя, принять решение по изменению или
замене отдельных деталей и агрегатов. Принятие решения и неясности конструкции уточняются с консультантом/ проекта.
Поперечный разрез двигателя (см. рис. 3.1) выполняется по первому цилиндру при положении поршня в ВМТ. При этом на поперечном
разрезе должны быть показаны: камера сгорания, клапаны впуска
или выпуска с каналами в головке блока, форсунка или свеча зажигания, поршень в разрезе, поршневой палец, шатунная шейка коленчатого вала, шатунный болт и способ фиксации нижней крышки
шатуна, перегородка картера с ребрами жесткости, подвеска коленчатого вала, часть коренной шейки и щеки, крепление и фиксация
крышки коренного подшипника (разрез по одной шпильке), расположение кулачкового вала, крепление нижней половины картера, масляный насос (в разрезе), привод масляного насоса. Штриховыми
линиями необходимо показать каналы подвода масла к коренным и
шатунным подшипникам коленчатого и распределительного валов,
а также к клапанному механизму.
На продольном разрезе двигателя (см. рис. 3.2) должны быть показаны следующие разрезы:
• привода механизма газораспределения;
• ступицы вентилятора;
• жидкостного насоса и привода к нему;
• уплотнения носка и хвостовика коленчатого вала;
• головки блока цилиндров (по клапанам);
• по продольной оси поршневого пальца и коленчатого вала;
• по распределительному валу, штангам и толкателям.
Последовательность проектирования деталей может быть различной,
но лучше начинать его с разработки элементов поршневой группы, а
затем перейти к разработке шатуна, коленчатого вала, головки цилиндров. После проектирования деталей следует приступить к конструированию блока цилиндров и картера двигателя, механизма газораспределения, систем приводов к внутренним и внешним агрегатам.
Для правильного выбора толщины литья стенок жидкостной рубашки, толщины ребер, толщины патрубков, радиусов скругления в
литье и конструкциях отдельных агрегатов необходимо использовать
справочные материалы и чертежи отечественных и зарубежных конструкций двигателей.
3.1.3. Размещение разрезов двигателей на листах
Приступая к выполнению поперечного и продольного разрезов
двигателя, прежде всего, необходимо для их правильного расположения определить положения крайних габаритных точек, осей коленчатого вала, кулачкового вала и поршневого пальца посредством
нанесения на чертежный лист размерной сетки.
Определение размеров двигателя по высоте и ширине производится по аналогичным размерам на поперечном и продольном разрезах прототипа. Если масштабы этих разрезов тр неизвестны, их
определяют отдельно для поперечного и продольного разрезов, так
как они иногда выполняются в различных масштабах, по формуле
где /)ц — диаметр цилиндра проектируемого двигателя; D'n — диаметр цилиндра прототипа двигателя (на чертеже, рисунке или фотографии).
Размещение поперечного разреза двигателя на чертежном листе
(см. рис. 3.1) осуществляется в следующем порядке.
Сначала наносят границы габаритных точек двигателя (Н и В) и
намечают положение оси коленчатого вала.
Затем проводят ось цилиндра, которая в центральном КШМ должна пересекать ось коленчатого вала.
Из центра коленчатого вала проводится окружность с радиусом
кривошипа г. Из точки пересечения окружности с радиусом г и оси
цилиндра (при положении поршня в ВМТ) откладывается длина
шатуна /ш. Конец отложенного отрезка определяет положение оси
поршневого пальца.
Используя статистические данные по поршневой группе, назначают расстояние А, от оси поршневого пальца до днища поршня и
намечают линию стыка головки и блока цилиндров. После чего откладывают диаметр цилиндра и проводят две образующие.
Пересечение образующих с линией газового стыка определяет
верхнюю границу цилиндра.
Для определения нижней границы цилиндра (гильзы цилиндра)
необходимо найти траектории движения крайних точек шатуна и
противовесов, увязав их с положением поршня в НМТ.
Для определения границ габаритных точек двигателя по высоте
используются следующие выражения (при положениях поршня в
ВМТ и в НМТ соответственно для верхней и нижней габаритных
точек):
• расстояние от верхней габаритной точки двигателя до оси коленчатого вала
Нв = г+1Ш + А Нв\
• расстояние от оси поршневого пальца до верхней габаритной
точки двигателя (АНВ), определяемое из соотношения
АНЪ = АЩ
D
D' '
• расстояние от нижней габаритной точки двигателя до оси коленчатого вала
Нн = г + АНн\
• расстояние от нижней габаритной точки двигателя до оси шатунной шейки (АД,), определяемое из соотношения
АНп
АН'н
где АЩ, D' и АЩ9 г' — соответствующие размеры прототипа.
Полная габаритная высота двигателя Н= Нъ + Нн.
Размещение поперечного разреза V-образного двигателя показано
на рис. 3.3.
Размещение продольного разреза двигателя выполняется на вертикально расположенном чертежном листе (см. рис. 3.2).
Как и при выполнении поперечного разреза, компоновка продольного разреза двигателя начинается с разметки кривошипношатунного механизма (рис. 3.5). Перед началом разметки предварительно выбирается расстояние между осями цилиндров /м ц.
Для двигателей с жидкостным охлаждением расстояние
/ мц = Д + 28стг + 6,
где 8СТГ — толщина стенки цилиндра (гильзы); Ь — толщина жидкостного промежутка между цилиндрами.
В случае использования сухих гильз расстояние
L ц = D + 28ст,
где 8СТ — толщина стенки сухой гильзы, 8СТ = 5... 10 мм.
После выбора расстояния /м ц в соответствии с поперечным разрезом наносятся: горизонтальная ось коленчатого вала ОО, линия
газового стыка, верхняя и нижняя границы вертикального разреза
двигателя, нижняя граница цилиндров, а также определяется высота
цилиндра Lv
На рисунках (чертежах) продольный разрез V-образных двигателей
изображается, как правило, по оси симметрии и не включает в себя
разрез цилиндров.
При компоновке V-образных двигателей рассматривается разрез
двигателя не по вертикальной оси, а его разрез по оси цилиндров
(заднего от наблюдателя блока) от головки блока до оси коленчатого
вала и по вертикальной оси от оси коленчатого вала до нижней границы поддона, т. е. только часть двигателя размещается на плоскости
чертежа (см. рис. 3.4). Поэтому при разметке V-образных двигателей
от оси коленчатого вала откладывается не габаритная высота двигателя по среднему сечению, а расстояние Нь по оси цилиндров от оси
коленчатого вала до головки блока, и намечается, как и в рядных
двигателях, верхняя плоскость цилиндров.
Расстояние от крайней левой габаритной точки до оси первого
цилиндра определяется на основании пропорций, как и для поперечного разреза двигателя. Аналогично определяется и расстояние от оси
Рис. 3.5. Разметка двигателя на продольном разрезе
чо
Ul
последнего цилиндра до крайней правой габаритной точки двигателя.
Далее выбирается тип блока цилиндров (с мокрыми или сухими
гильзами, без гильз и т.д.).
Принципиально методика компоновки большинства деталей
КШМ на продольном разрезе одинаковая для рядных и V-образных
двигателей.
На рис. 3.5 приведен пример компоновки цилиндров. На схеме
разметки на расстоянии D/2 от оси цилиндра проводятся линии,
изображающие его внутреннюю поверхность, от которых откладывается толщина стенок гильзы 8СТ г, после чего очерчивается контур
рубашки охлаждения.
В случае использования сухих гильз предварительно намечается
контур гильзы, и толщина ее стенки 5СТ размечается от наружной поверхности.
При использовании мокрых гильз одновременно с контуром рубашки охлаждения отрабатываются посадочные элементы и уплотнение гильзы.
Компоновка посадочных поясов начинается с нижнего посадочного пояса, где наносятся выбранные значения ширины канавок
нижнего уплотнительного пояса гильзы (а) и его толщины (5^ г).
Затем определяются:
• диаметр нижнего уплотнительного пояса — Z>„;
• диаметр верхнего посадочного пояса Dn = D'n + (1 ...2 мм);
• диаметр бурта гильзы D6 = (1,15... 1,30)Z>.
После нанесения контуров гильз двух соседних цилиндров следует оценить значение промежутка Ьт между ними, который должен
быть не менее 3 ...4 мм.
3.1.4. Предпосылки к расчету деталей
и узлов двигателя
Каждая деталь и каждый узел двигателя должны рассчитываться
на том режиме работы, который является для них наиболее опасным.
Поэтому в данном пособии указывается расчетный режим для каждого конкретного случая.
Механические свойства конструкционных материалов и большинства сталей, применяемых в автотракторном двигателестроении,
приведены в прил. 3 и 5. Там же указаны ориентировочные соотношения для определения пределов выносливости сталей и чугунов,
характеристики которых неизвестны.
Кроме того, в прил. 7 приведены значения коэффициентов аст и ат
для сталей с различными значениями пределов прочности.
При определении запасов прочности (прил. 6) необходимо учитывать область диаграммы предельных амплитуд (диаграммы усталостной прочности), в которой располагается расчетная точка.
Расчеты необходимо иллюстрировать эскизами деталей и расчетными схемами. Запись вычислений производить по схеме формула —
числовые значения входящих в нее величин—результат—размерность.
В пояснительной записке следует привести схему жидкостного
охлаждения, схему смазочной системы, схему сил, нагружающих
кривошип, и схему уравновешивания двигателя.
3.2. Конструирование элементов двигателя
3.2.1. Поршневая группа
В состав поршневой группы входят собственно поршень, поршневой палец с элементами его фиксации, компрессионные и маслосъемные кольца.
При конструировании элементов поршневой группы в расчетнопояснительной записке необходимо обосновать выбор:
• типа поршня (составной или монолитный) и его материала;
• числа, типа и размещения компрессионных и маслосъемных
колец;
• типа поршневого пальца (плавающий или защемленный) и способа его фиксации от осевых перемещений.
Поршень. В расчетно-пояснительной записке должны быть представлены:
• сведения о марке и механических характеристиках материала
поршня;
• краткие сведения о технологии изготовления поршня;
• эскиз и описание конструкции поршня, а также определение предварительных размеров его основных элементов (рис. 3.6, табл. 3.1);
Рис. 3.6. Пример эскиз^4юршневой группы
4 Шатров
97
Параметры
ДсИЗ
Дизель
H/D
0,60... 0,80
0,80... 1,20
б /В
0,06...0,09
0,15...0,22
h/D
0,03...0,08
0,06...0,18
hJD
0,04...0,05
0,05...0,08
bK« Ап, мм
1,00... 1,75
1,75... 3,00
hJD
0,30...0,60
0,50...0,65
b/D
0,25...0,40
0,25...0,40
• данные о наличии принудительного охлаждения элементов и
способе его конструктивной реализации;
• сведения о способе подгонки поршня по массе;
• качественное описание микрогеометрии головки и юбки поршня (их формы по образующей и в плане);
• сведения о конструктивных мероприятиях по стабилизации зазора между юбкой поршня и зеркалом цилиндра в рабочем диапазоне режимов работы двигателя;
• описание комплекса конструкторско-технологических мероприятий по повышению долговечности и износостойкости элементов
поршня и уменьшению работы трения в сопряжении поршеньцилиндр.
Предварительные размеры элементов поршня определяются по
статистическим данным, приведенным в табл. 3.1.
Для обеспечения благоприятных условий смазывания юбки поршня размер h2 назначается в следующих пределах:
• для ДсИЗ
й2= (0,64... 0,68) йю;
• для дизелей h2 = (0,6... 0,7)АЮ.
Правильность выбора длины юбки поршня оценивается по значению удельного давления, МПа, в сопряжении юбка поршня—
зеркало цилиндра, определяемого на режиме номинальной мощности
двигателя из выражения
п —Nmax
Чю 7 п '
где Nmax — максимальное значение боковой силы, определяемое при
динамическом расчете двигателя, МН; D — диаметр цилиндра, м.
Удельное давление в сопряжении юбка поршня—зеркало цилиндра находится в следующих пределах:
• для ДсИЗ
#ю = 0,5...0,8 МПа;
• для дизелей qw = 0,7... 1,2 МПа.
Поршневой палец. В расчетно-пояснительной записке должны
быть представлены:
• обоснование выбора типа поршневого пальца;
• марка и механические характеристики материала поршневого
пальца;
• эскиз пальца и определение его конструктивных параметров;
• краткие сведения о технологии изготовления пальца;
• описание способа подачи смазочного масла в подвижные сочленения пальца с поршнем и шатуном.
Эскиз поршневого пальца с элементами его фиксации выполняется как фрагмент эскиза поршневой группы (см. рис. 3.6), а конструктивные параметры поршневого пальца определяются на основе
статистических данных, приведенных в табл. 3.2.
Оценка работоспособности поршневого пальца при принятых его
конструктивных размерах производится:
• для автомобильных двигателей на режиме максимального крутящего момента (Мктах, пм)\
• для дизелей тракторов, дорожно-строительных и сельскохозяйственных машин на режиме номинальной мощности (NeHOM, пном).
Правильность принятого наружного диаметра пальца dn н, м, проверяется по удельным давлениям, МПа, в бобышках поршня qb и
поршневой головке шатуна qm, определяющим их износостойкость:
О.Ь
~ ~
Р
Р'
*
9 Qm
aa ~~
п.н б
Ti.H
,
,
,
Здесь сила, прижимающая палец к бобышкам поршня, МН,
Р = Pz шах^п - >П*.п*пЮ2м О + X) • 10^;
сила, прижимающая палец к верхней головке шатуна, МН,
Fn — площадь поршня, м2; mf6n — конструктивная масса поршневой
группы без поршневого пальца; т' 6 п « 0,7т'п — для двигателей с исТ а б л и ц а 3.2
Параметры
ДсИЗ
Дизель
UD
0,85...0,90
0,85...0,90
dnJD
0,20... 0,28
0,32... 0,40
ос = dn Jdn н
0,65 ...0,75
1
0,60...0,70
кровым зажиганием; т'б п » 0,65т'п — 2для дизелей; т'и — конструктивная масса поршневой группы, кг/м ; г — радиус кривошипа, м;
ш
м; сом = — мскорость вращения на режиме максимального кру30
у
1
тящего момента двигателя, с ; X = —; /б = 0,5(/п - Ь) — опорная дличп
на бобышки поршня, м; a = b - (0,03...0,05)Z>, м; D — диаметр цилиндра, м.
Варьируя размеры а и /б, следует принять такое значение dn н, при
котором удельные давления будут находиться в следующих пределах:
• для ДсИЗ
q6 = 30... 35 МПа; qm = 35...40 МПа;
• для дизелей q6 = 40...45 МПа; qm = 45... 55 МПа.
Правильность выбора значения а, определяющего внутренний
диаметр пальца dn в, оценивается по напряжениям, МПа, изгиба а и ,
среза т и овализации оов, а также по значению его диаметральной
деформации AdmaK, м:
P(/ n +2£-l,5a).
0,85P(l + g + a 2 ) _ c Р
rf2
'
(1 + а)(1 + 2а)
1
0,19
х[1,5-15(а-0,4)3]=-^-л2;
°ов =
2
(1-а) а
1-а
Al^II.H
0,09Р / i + «
Мпах =
LЕ Г а
т
40
20
/
/Г
[l,5-15(a-0,4) 3 ] =
1ПЕ
mj
42
т,
где Е — модуль упругости материала
0
пальца, МПа.
16
Зависимости с( а), г|(а), т( а) приведеl2j
ны на рис. 3.7.
Характерные значения напряжений и
12
деформации поршневых пальцев современных двигателей следующие:
Су
ои = 120... 160 МПа; т = 80... 120 МПа;
8
а ов = 110... 140 МПа;
А^тах = (0,001 ...0,002)tf n н « (0,02...
0,4
0,8 а
0,6
0,05) • 10"3 м.
Поршневые кольца. В расчетноРис. 3.7. Номограмма к
пояснительной записке необходимо предрасчету поршневого пальца ставить:
Бочкообразность 0,015 мм
Молибденовое покрытие
0,1 ...0,3 мм
а
Пористый хром 0,1... 0,15 мм
Пористый хром 0,1... 0,15 мм
в
Рис. 3.8. Примеры эскизов поршневых колец:
а
—
верхнего компрессионного; б — второго компрессионного; в — маслосъемного
• обоснование числа, типа и расположения на поршне компрессионных и маслосъемных колец;
• эскизы и описание конструкции колец, выбор их материала и
определение конструктивных параметров (рис. 3.8);
• характеристики материалов элементов колец и краткие сведения
о технологии их изготовления;
• обоснование выбора типа эпюры радиального давления колец
на зеркало цилиндра;
• конструкцию и размер зазора 8 в рабочем состоянии замка компрессионных колец.
Высота поршневых колец определяется по статистическим данным:
• для ДсИЗ
bK= 1... 1,75 мм;
• для дизелей Ьк = 1,75... 3 мм.
Радиальная толщина колец t = (0,040...0,045)Z>. Конкретные зависимости отношения D/t от диаметра/цилиндра D приведены на
рис. 3.9.
Значение относительного пружинейия кольца SJt = 3 ...4, где S0 =
= S - 8; S — зазор в замке кольца в свободном состоянии.
рср, МПа
Компрессионные
кольца
140
Д мм
Маслосъемные
кольца
Рис. 3.9. Зависимости отношения D/t и рср кольца от диаметра цилиндра
Работоспособность кольца устанавливается на основе расчетного
определения среднего значения удельного давления кольца на зеркало цилиндра (рср) и напряжений в его конструкции в рабочем состоянии (отах) и при надевании на поршень ( а ^ ) , МПа:
0,425
Е
Рср =
з—М-
t
^тах
t V/
1,275
t
Е
3—jx
JD \
1
t
/
о
1-
39
a'
--2—F
°max
^
m 'D
V
1
4 2
/
Здесь ц = 0,2 для колец с неравномерной эпюрой давления; т —коэффициент, зависящий от способа надевания кольца на поршень.
При поверочных расчетах т = 1,57.
Характерные для колец автотракторных двигателей значения
среднего удельного давления /?ср определяются по зависимости, приведенной на рис. 3.9, а значения напряжений в конструкции находятся в следующих пределах: а тах = 300...400 МПа; а'тгх = 400...450 МПа.
3.2.2. Шатунная группа
В состав шатунной группы входят шатун, крышка кривошипной
головки, втулка верхней (поршневой) головки, подшипниковые вкладыши, шатунные болты и элементы их фиксации.
Необходимо обосновать конструктивные решения по выбору типа
шатуна (с разъемной или неразъемной кривошипной головкой, разрезной или цельной поршневой головкой) и его компоновки (типа и
способа смазывания поршневого пальца, типа подшипниковых элементов верхней и кривошипной головок).
Шатун. В расчетно-пояснительной записке должны быть представлены:
• сведения о выборе материалов элементов шатуна и их механические характеристики;
• краткие сведения о технологии изготовления шатуна;
• эскиз и описание конструкции шатунной группы в сборе (рис.
3.10);
Рис. 3.10. Пример эскиза шатунной группы
• определение конструктивных параметров шатуна на основе статистических данных, приведенных в табл. 3.3;
• конструктивные мероприятия по фиксации крышки кривошипной головки от боковых смещений;
• конструкторско-технологические мероприятия по упрочнению
элементов шатунной группы;
• параметры защемления поршневого пальца в верхней головке
(при пальце плавающего типа — параметры установки подшипниковой втулки);
• данные о местах съема металла и технология подгонки шатунной
группы по массе и по положению центра масс.
Оценка работоспособности элементов шатуна и корректировка
конструктивных параметров производятся по его запасам прочности при повторно-переменном нагружении поршневой головки
и стержня.
Расчетным здесь является режим номинальной мощности — Л^„ом>
VI
Расчет коэффициента запаса прочности поршневой головки шатуна производится для наиболее нагруженной точки ее наружной
поверхности, т.е. в сечении перехода поршневой головки в стержень
шатуна (точка А на рис. 3.10).
Таблица 3.3
Параметры
ДсИЗ
Дизель
d
dn„ + (3...5 мм)
А
(1,25 ...1,40V
ьы
(0,50... 0,60V
(0,55...0,75V
(0,65...0,75)Д
(0,65...0,75) Д
hjbm
1,30... 1,70
h"ш min
(0,55...0,65) Д
к
2,5...4,0 мм
4,0...7,5 мм
(0,27...0,3 S)D
(0,32...0,50)/)
Кг
D- (1...2 мм)
Фз
90... 130°
V
90°
\|/ при dm ш > 0,66Z>
60, 45, 30°
Напряжение от натяга втулки для плавающего пальца, МПа,
2d2
Здесь удельное давление втулки на головку, МПа,
Д + Д,
Р=
где Д — технологический натяг при запрессовке втулки, Д = (0,05...
0,1)-10~3, м; Д, — температурный натяг, А, =tfA/(aBT- аш), м; ц — коэффициент Пуассона; Еш, Ет — модули упругости соответственно
для материалов шатуна и втулки, МПа; 1st — разность температур
поршневой головки на расчетном режиме и при непрогретом двигателе, At = 100... 120 К; авт, а ш , — коэффициенты линейного расширения соответственно для материалов втулки и шатуна, К-1.
Напряжение от натяга втулки для защемленного пальца, МПа,
2d£H
Здесь удельное давление втулки на головку, МПа,
2dUD]-dl9)
Температурный натяг А, = dn „Дйхш, а At« 150 К.
Максимальные растягивающие (оАтях.) и сжимающие (a^min) напряжения в цикле нагружения головки в точке >4 определяются по
формуле, МПа,
)
A max (min)
2 М .max (min)
6
Г
-
+
h(2rcp + h)
Здесь толщина стенки головки, м,
h=
а средний радиус головки, м,
А
DT-d
+kN.max (min)
10"*
ah
Коэффициент, учитывающий долю действующих усилий растяжения—сжатия, воспринимаемых непосредственно головкой,
к =
_d-d
где 8'ВТ
=
ВТ ~~
Е
шаИ
«0,80...0,85,
1
E'ш^'
aotвт
wah *+ Ewвт
— — толщина втулки, м.
При определении напряжения аА тах максимальный момент Мпmax?
Н • м, и нормальная максимальная сила N ^ , Н, в расчетном сечении
находятся по уравнениям для бруса малой кривизны:
-^тах ~ l^rnax | 'ср *
х [(0,00033ф3-0,0297)+(0,572-0,0008фз)(1-со8ф3)-0,5(8тф3-со8фз)]=
Н^ахКр/^Фз);
^тах =|^пах|[(0,572-0,0008ф3)СО8ф3 +0,5(8Шф3 -С08ф3)] =
= ^тах/2(Ч>з)-
Здесь Р^м = -m'nFntw2(l н- Л.); со — скорость вращения, KB; X — отношение г//ш.
Минимальный момент в расчетном сечении, Н • м,
^min Ртт^ср *
/
4
х (3,3ф3 -297)10" +(0,572-0,0008ф3 )(1-со8ф3 ) -
V
8Шфф, СОБф^
1
12.—Z2
2
180
р
~ Р т т'срУз(фз)-
Аналогично находится нормальная минимальная сила, Н, при
определении напряжений оА min:
^втф, ф„
^min = ^min (0,572-0,0008Фз)cosф3 + ————
180
v
= ^тп/4(Фз)
1
р
совфз
Здесь
Pmin = PzFn • Ю6 - n£Fnm2(l + X).
В данных зависимостях угол заделки ф3 приведен в градусах.
Для упрощения процедуры расчета напряжений аА тах и аА min используются функции/(ф3) ...f4(ф3), представленные в виде номограммы на рис. 3.11.
Максимальные и минимальные напряжения в цикле нагружения поршневой головки
шатуна рассчитываются по формулам
G
maxJ CTmin ~
max - G ' a
+ G
/4<Фз)
е'у е"
у
A mm*
0,01
/4<Фз)
0,05
f,(Фз)
о
принимается равным 1,67.
Характерные для поршневых головок
шатуна значения запасов прочности находятся в пределах 2,5... 5,0.
Расчет запаса прочности стержня шатуна
при повторно-переменном нагружении силой S производится для его среднего сечения
/ср, равноотстоящего от центров верхней и
нижней головок.
Экстремальные напряжения нагрузочного цикла определяются по формулам, МПа,
^тах
0,1
0,02
Найденные экстремальные значения напряжения необходимы при определении
коэффициента запаса прочности па. При
этом совокупный фактор концентрации напряжении
УКФз)
0,01
ю_ Фз
(Р Ml 0
>
1:
\
\
/з(Фз)
/ 2 (Фз)
Р
шах |.J- "min
п_. = -*- mm j£
/ сср
/ сср
*
0,6
Рис. 3.11. Номограмма
к расчету поршневой
головки шатуна
Здесь максимальное значение силы, растягивающей стержень
шатуна, МН.
^тах=-^ п ГСО 2 (1 + Х)10-6,
а максимальное значение силы, сжимающей стержень шатуна, МН,
^гшп = PzFn -m'jFnr(D2(l + ^lO- 6 .
Площадь среднего сечения стержня, м2, определяется по формуле
/ср = аш(Иш - 2*ш) + 2tmbm,
а коэффициент, учитывающий увеличение напряженного состояния
стержня от его продольного изгиба при сжатии, К = 1,10... 1,15.
При расчете коэффициента запаса прочности па для необработанных шатунов значение совокупного фактора концентрации напряжеKуv
ний
принимается в пределах 1,67...2,50 (*дакние значения
е'у е"
у
относятся к литым чугунным шатунам).
Характерные для автотракторных двигателей значения запасов
прочности стержня шатуна находятся в пределах значений 2...3.
Шатунные болты. В расчетно-пояснительной записке должны
быть представлены:
• сведения о типе и компоновке устройства крепления и фиксации
от боковых смещений крышки кривошипной головки шатуна;
• обоснование выбора материалов элементов устройства и их механические характеристики;
• эскиз (рис. 3.12) и описание конструкции шатунных болтов с указанием способа предотвращения их проворачивания при затяжке;
• комплекс конструкторско-технологических мероприятий по
упрочнению шатунных болтов и минимизации напряжений от их
повторно-переменного изгиба;
• способ и устройство элементов, предотвращающих самопроизвольное отворачивание шатунных болтов.
При разработке шатунных болтов их конструктивные параметры
определяются по следующим статистическим данным:
dQ = (0,11...0,14)2); d0p = (1,15... 1,20Н;
/
г1 = (0,15...0,20К; г2 = (0,2...0,5НОценка работоспособности шатунного болта выполняется по запасу прочности от его повторно-переменного нагружения суммой сил
Легкопрессовая
посадка
Стопорная отгабная i
шайба
Рис. 3.12. Примеры эскизов шатунных болтов:
а — с фиксацией крышки по призонному поясу болта; б —
для шатунов с косым разъемом; d0p — минимальный диаметр
резьбы
предварительной затяжки (Рпр) и инерции (Ри„) от поступательно
движущихся (ту) и вращающихся (тш к) масс за вычетом массы крышки самой кривошипной головки (тш кр).
Расчет экстремальных действующих на болт в нагрузочном цикле
сил Р тах и Pmin производится на режиме максимальной частоты холостого хода, т. е. при Ne = 0nn = nxxmax:
• для дизелей пх.хтах = (1,05... 1,10)лном;
• для ДсИЗ
лх.хтах = (1,2... l,4)wH0M.
Экстремальные нагрузки на болт определяются по следующим
формулам, МН:
-^гпах -^пр
-^min ^пр*
Силы инерции и предварительной затяжки определяются по следующим формулам, МН:
JQ-6
Рш =r<i>ixm3XFn[m'j(l + X)+(nCK
Рпр
пр=т(1-%)РШ;
<о.'х.х max
max
jq
где /б — число болтов, приходящихся на один шатун; т'т Щ) = (0,20...
0,25)т'т\ гп — коэффициент запаса, т - 2...3; % — коэффициент
основной нагрузки резьбового соединения (для автотракторных
двигателей % = 0,15...0,25).
Экстремальные значения напряжений, МПа, в резьбовой части
болта определяются по формулам
Р
—
__ Л шах .
_
°max
j-r
' ^min —
Рm i n
Л
г-
'
где F0p — площадь минимального сечения резьбовой части болта, м2,
= тг^ор /4.
При расчете коэффициента запаса прочности болта па значение
Kv
совокупного фактора концентрации напряжений — п р и н и м а е т с я
равным 5,0...5,5.
Запас прочности шатунных болтов па должен составлять не менее 2.
Шатунный подшипник. В расчетно-пояснительной записке
должны быть представлены:
• обоснование выбора типа и идеологии конструкции подшипника;
• эскиз (рис. 3.13) и описание конструкции подшипника;
/
• обоснование выбора материалов и определение конструктивных
параметров элементов подшипника;
• краткое описание технологии изготовления подшипника;
• комплекс конструкторско-технологических мероприятий по
обеспечению плотного прилегания вкладышей к постели подшипника;
• способ фиксации вкладышей от проворачивания;
• конструкция и назначение «холодильников» в зоне стыковки
вкладышей.
Шатунные подшипники скольжения наиболее распространенной
конструкции представляют собой тонкостенные разрезные вкладыши. Их основу составляет изогнутая в полукольцо стальная лента
(толщиной 8СТ = 1,3... 1,6 мм в двигателях с искровым зажиганием и
толщиной 8СТ = 2,0...3,6 мм в дизелях), на внутреннюю поверхность
которой наносится антифрикционный металлический слой.
Тип антифрикционного сплава (с толщиной слоя 8аф), способы его
нанесения и фиксации на стальной основе предварительно устанавливаются по значению максимального удельного давления в шатунном подшипнике, МПа:
где Я ш ш т а х — максимальное значение силы, нагружающей шатунную шейку, по данным динамического расчета, МН; dm m — диаметр
шатунной шейки, м; /п — опорная длина вкладыша.
М 10:1
Рис. 3.13. Пример эскиза шатунного подшипника с тонкостенными вкладышами
Использование марок сплавов определяется значениями ктах:
• при ктях < 15 МПа используется сплав СОС-6-6;
• при 20 > ктах > 15 МПа — сплав АСМ;
• при 28 > ктах > 20 МПа — сплав А0-20 или АМО-1-20;
• при 32 > ктях > 28 МПа — сплав АО-6;
• при ктал > 32 МПа — сплав БрСЗО.
Толщина антифрикционного слоя находится в следующих пределах:
• для ДсИЗ
8аф = 0,2 ...0,4 мм;
• для дизелей
8аф = 0,3...0,7 мм.
У триметаллических вкладышей толщина слоя медно-никелевой
подложки 8М_Н = 0,10...0,25.
При использовании в качестве антифрикционного материала
сплавов на основе алюминия в качестве технологической подложки
применяется алюминиевая фольга толщиной 6М.Н = 0,03 ...0,05 мм.
Рабочая поверхность сталеалюминневых вкладышей с заливкой
из свинцовистой бронзы покрывается защитно-приработочным
электролитическим слоем из сплава олова со свинцом (индия со
свинцом), толщина которого
= 0,015...0,040 мм.
Для обеспечения лучшего прилегания к постели на наружную поверхность некоторых конструкций вкладышей наносится электролитический слой меди, толщина которого 8П = 0,025...0,050 мм.
3.2.3. Коленчатый вал
В расчетно-пояснительной записке необходимо представить:
• обоснование выбора компоновочной схемы коленчатого вала с
определением порядка работы цилиндров и углов чередования рабочих ходов проектируемого двигателя;
• обоснование выбора и описание системы противовесов, размещаемых на коленчатом валу с расчетом их статических моментов;
• обоснование выбора материала вала и его механические характеристики;
• краткие сведения о технологии изготовления коленчатого вала;
• определение на основании статистических данных, приведенных
в табл. 3.4, конструктивных размеров элементов кривошипа;
• эскиз кривошипа (рис. 3.14) и описание конструкции коленчатого вала.
При описании конструкции коленчатого вала необходимо рассмотреть следующие вопросы:
• необходимый комплекс конструкторско-технологических мероприятий по упрочнению коленчатого вала;
• особенности размещения и конструкцию элементов фиксации
вала от осевых смещений;
• систему и конструкцию уплотнения носка и хвостовика коленчатого вала.
Параметры
Дизель
ДсИЗ
линейный
V-образный
линейный
V-образный
d^JD
0,65...0,80
0,63...0,75
0,72...0,90
0,70... 0,75
dm JD
0,60...0,70
0,57...0,66
0,64...0,75
0,65...0,72
AlI.III
0,50...0,60
0,74...0,84
0,40...0,70
0,70...0,88
0,45...0,60
0,70...0,85
0,40...0,55
0,65...0,86
0,45...0,65
0,80... 1,00
0,50...0,65
0,80... 1,00
j
*
Ac ш/^ш ш
bJD
1,00.. .1,25
1,05... 1,30
hJD
0,20.. .0,22
0,24... 0,27
0,30... 0,40
Д/<4 ш
p/hm
ш/^Ш ш
0,15.. .0,20
0,15...0,23
0. ..0,50
* В знаменателе приведены длины крайних коренных шеек.
Рис. 3.14. Пример эскиза кривошипа
При выборе размеров элементов вала необходимо иметь в виду,
что размеры /к ш, /ш ш, йщ нельзя назначать произвольно, их необходимо увязывать с принятым при компоновке блок-картера межцилиндровым расстоянием /, т. е. принятые размеры элементов кривошипа
должны удовлетворять условию / = /к ш + 2йщ + /ш ш при сохранении их
(элементов) работоспособности.
Оценка работоспособности коленчатого вала производится по
запасам прочности его основных элементов — коренных и шатунных
шеек и щек — от действия повторно-переменных силовых факторов,
нагружающих эти элементы при работе двигателя на режиме номинальной мощности: при А^ном и яном.
Работоспособность коренных шеек оценивается по значению
коэффициента запаса прочности пх от их повторно-переменного
кручения.
Экстремальные значения крутящего момента, нагружающего коренные шейки (MK U1 тах и Мк ш min, Н • м), определяются из графиков
набегающих моментов [Мк ш/ = /(ср)]^, где N— число коренных шеек
на коленчатом валу, построенных при выполнении динамического
расчета двигателя.
Расчет коэффициента пх выполняется для наиболее нагруженной
шейки, т.е. для которой амплитуда скручивающего момента им^ет
наибольшее значение:
^ к . ш max
- ^ K . U I min
j А Л / ,max
Максимальное и минимальное напряжения рассчитываются по
следующим формулам, МПа:
т а х
_ ^к.штах .
~~iv Х К . Ш '
_ -^к.штт
m i n
г г
rr
TK.IH
'
Здесь момент сопротивления коренной шейки кручению, м3,
ЦТ
хк.ш
l
nd
_
К.ш
16
1-
8,'К.ш
V ^к.ш J
где 8К ш — диаметр полости шейки (при ее наличии), м.
При расчете коэффициента запаса прочности пх совокупный
фактор концентрации напряжений — в расчетном сечении прие'у е"
у
нимается равным 2,5.
Характерные для коренных шеек автотракторных двигателей запасы прочности находятся в пределах значений 3... 5.
Работоспособность шатунной шейки оценивается по суммарному
коэффициенту запаса прочности
для определения которого рассчитываются аналогичные коэффициенты запаса только от ее
повторно-переменного кручения пх и изгиба па.
Методика расчета коэффициента пх шатунных шеек идентична методике определения аналогичного параметра коренных шеек.
Для определения наиболее нагруженной шатунной шейки и экстремальных значений крутящего момента (Мш ш тах и Мш Ш1ШП, Н • м)
используются полученные при динамическом расчете двигателя графики моментов, набегающих на шатунные шейки [Л/шш/ =Лф)1лг> гДе
N' — число шатунных шеек на коленчатом валу.
Расчет пх выполняется для наиболее нагруженной шатунной шейки, т. е. для которой Мш ш тах - Мш ш min = |ЛМтах|.
Экстремальные значения действующих касательных напряжений
определяются в виде, МПа,
_ М,ш . ш max
_ м ш.ш min
^max ~~ тWт г
' ^min ~~ W
хш.ш
хш.ш
г г
r r
Здесь момент сопротивления шейки кручению, м3;
f*
3
/Lnd
L
it/_ *m.m 1 - °ш.ш X,
"хш.ш
16
Ч^ш.ш
где 5Ш Ш — диаметр полости шейки, и; X — коэффициент, учитывающий влияние на момент сопротивления кручению относительного экс2е
центриситета £ =
полости в шатунной шейке (рис. 3.15).
^ш.ш ^ш.ш
Р=о,1
О
0,1 0 , 2 0,3
0 , 4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
§
Рис. 3.15. Зависимость коэффициента X от относительного эксцентриситета £
полости в шатунной шейке при различных значениях р = Ъ/d
Коэффициент пх далее рассчитывается с учетом того, что совокупный фактор концентрации напряжений — 2 , 5 .
Запас прочности шатунной шейки на изгиб определяется по части
результирующего изгибающего момента, создаваемого силами К, Кг
и Т, находящимися в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях,
который действует в плоскости маслоподводящеш канала.
С достаточной точностью этот изгибающий момент можно определить с помощью полярной диаграммы нагрузок на шейку.
Для линейного двигателя в этом случае необходимо найти новый
полюс диаграммы Ом (рис. 3.16), отстоящий от полюса Os сил S на
расстояние, мм, соответствующее значению силы В:
OsOM=B = Кгш + К г ш ш + 4 у (К гщ - %Кпр) Ю-6—
Шх
где гпР — масштаб сил диаграммы, МПа/мм (см. динамический расчет); а = 0,5(/к ш + Ащ), м; / = /КЛ11 + 2йщ + /ШЛ11, м; со = соном, с 1 .
Центробежные силы инерции соответственно части массы шатуна, приведенной к кривошипной головке, шатунной шейки, щеки и
противовеса, запишем в следующем виде, Н:
Кгш =m^ KFnr(o2; Кгш ш = пгшшг(о2;
Krui=0,5(m^Fn -Щп^Усо2; Кпр = Мст прсо2,
где т'к — конструктивная масса кривошипа, кг/м2; тш ш — масса шатуннои шеики, т ш ш =
/
7id2 шт. ш 1
^
i
\
ш.ш - Кол Р> кг; Коп — Объем полости
в шейке, м3; р — плотность материала коленчатого вала, кг/м3;
^ст.пр — статический момент противовеса (по данным динамического расчета), кг • м.
Значение коэффициента дополнительной динамической нагрузки
% принимается следующим образом: 0 — если противовесы на расчетном кривошипе отсутствуют; 0,5 — если на кривошипе имеется
один противовес; 1 — если на кривошипе два противовеса.
Через полюс О^под углом ср', который определяется из диаграммы
износа, проводится ось маслоподводящего канала.
После этого проводятся две линии, касательные к полярной диаграмме и перпендикулярные к оси маслоподводящего канала.
Полученные на оси маслоподводящего канала отрезки OsAx и OsA2
в соответствующем масштабе являются экстремальными значениями
искомого изгибающего момента, МН • м:
Щmax
= °sAmP-;
Mp'min =
OsA2mP
+ К\
12'
Рис. 3.16. Полярная диаграмма для расчета шатунной шейки линейного
двигателя на изгиб
Эти значения используются далее для расчета максимального отах =
= Мр'тах/^гш.ш и минимального omin = M^,mJWaulm изгибных напряжений, МПа, в шатунной шейке.
Момент сопротивления шатунной шейки изгибу, м3,
Для V-образного двигателя, на шатунную шейку которого опираются шатуны двух одноименных цилиндров правого и левого рядов,
запас прочности определяется по аналогичной методике, только экстремальные моменты Л/ф,тах и Л/ф,min в этом случае находят по совокупной полярной диаграмме нагрузки на шейку от обоих сочлененных
с ней цилиндров (рис. 3.17).
Для построения такой диаграммы (см. динамический расчет)
используется полярная диаграмма одного цилиндра. В каждой ее
точке, соответствующей фазе рабочего цикла при угле поворота
кривошипа ф, осуществляется геометрическое суммированйЪ^кторов Лш.ш(ф) и ЯШЛ11((р+в/), где 6, = 720° - 0/п_/л; 0/п_/л — угол поворота
-Kk
Рис. 3.17. Полярная диаграмма для расчета шатунной шейки V-образного
двигателя на изгиб
кривошипа, на который процессы в /-м правом цилиндре отстают от
процессов в |-м левом цилиндре.
В этом случае полюс силы, нагружающей шатунную шейку, расчетной диаграммы (точка Ом) смещается относительно полюса силы S
(точка Os) на отрезок длиной, мм,
OsOM=BvmP=
Кгшш +4уСйГгщ -%АТпр) 10" 6 —.
1
ГПи
После нахождения амплитудного и среднего напряжений с учетом
того, что для расчетного сечения совокупный фактор концентрации напряжений — ~ 2,5, определяется значение коэффициента па.
с с
оа
По найденным коэффициентам запаса прочности пх и па определяется суммарный запас прочности шатунной шейки:
В выполненных конструкциях запас прочности шатунных шеек
пъ находится в пределах значений 2,0...2,5.
Оценка работоспособности щек производится по суммарному запасу прочности пъ от напряжений, возникающих в их конструкции в
результате совместного действия повторно-переменных нагрузок
сжатия-растяжения, изгиба и кручения. Для определения значения
пъ раздельно рассчитываются коэффициенты запаса прочности по
нормальным Л2СТ и касательным пх напряжениям.
Экстремальные значения нормальных напряжений (ст^ и ст^) от
совместного действия изгиба и сжатия-растяжения рассчитываются
по следующим формулам, МПа:
+31
+3<
где Ьщ — ширина щеки, м.
118
-6
P/h
щ
0,15
0,20
0,25
0,30
0,35
3,7
2,9
2,5
2,2
2,0
При этом значения Кт2Х и К^ для линейных двигателей берут из
диаграммы АГ=.Дф), приведенной в динамическом расчете (см. рис. 2.1),
а для V-образных двигателей — из полярной диаграммы нагрузки на
шатунную шейку, показанной на рис. 3.17.
Затем, выбрав значение совокупного фактора концентрации напряжений ——
по данным табл. 3.5, рассчитывают запас прочности
с с
оо
щеки по нормальным напряжениям па.
Для определения запаса прочности по касательным напряжениям
пх следует вычислить экстремальные значения моментов, скручивающих щеку, МН • м:
Tmin
М кр max = Ттах
дМ
•
=
a
~
кр m i n
1Г±
1Г±
Л
и касательных напряжении
т а х
_ ^^кртах .
~
USх щ '
r r
m i n
_ М кр т1П
~ ЛЛ/
хщ
r r
Здесь момент сопротивления щеки кручению рассчитывается по
формуле, м3,
w
г г
хщ
_
3 + 1,8(/^/6 щ )'
а значения Ттах и Tmin определяются аналогично значениям Ктгх
И -^min*
Запас прочности щеки по касательным напряжениям пх. рассчитывается с учетом того, что совокупный фактор концентрации напряжений —— ~ 2.
е'е"
х х
Затем определяется суммарный запас прочности щеки n z . Запас
прочности щек современных автотракторных двигателей находится
в пределах значений 1,5... 3,0.
с
с
3.2.4. Корпус двигателя
В расчетно-пояснительной записке проекта необходимо:
• обосновать выбор компоновочной и силовой схем, а также привести эскиз конструкции корпуса (рис. 3.18), основываясь на результатах компоновки КШМ и определении требований к габаритным
размерам корпусных элементов двигателя;
• обосновать выбор материалов и технологий изготовления корпусных элементов с приведением механических характеристик материалов;
• при описании конструкции особо выделить комплекс конструкторско-технологических мероприятий по повышению жесткости и
снижению массы и габаритных размеров корпуса, а также по повышению износостойкости рабочей поверхности цилиндра.
Рис. 3.18. Пример эскиза корпуса двигателя
Блок цилиндров и картер двигателя. В большинстве конструкций автотракторных двигателей применяются блок-картеры, обеспечивающие наибольшую структурную жесткость корпуса. Конструктивные параметры блок-картеров (за исключением габаритных размеров, определяемых при компоновке двигателя) обусловленные в
основном возможностями технологии их производства, приведены в
табл. 3.6.
Высота полости для прохода охлаждающей жидкости /п охл выбирается таким образом, чтобы уплотняющий пояс поршня в НМТ
находился в «омываемой» зоне цилиндра.
Длина зеркала цилиндра по образующей должна позволять нижней
кромке юбки поршня выступать на расстояние hb ю, которое должно
составлять не более 0,2D.
При использовании в цилиндрах двигателя вставных гильз необходимо привести следующие данные:
• тип гильзы, ее материал и технологию изготовления;
• эскиз гильзы (пример эскиза мокрой гильзы приведен на рис.
3.19) с определенными по статистическим данным, приведенным в
табл. 3.6, 3.7 и 3.8, конструктивными параметрами;
• комплекс конструкторско-технологических мероприятий по повышению износостойкости рабочей поверхности гильзы.
Т а б л и ц а 3.6
Блок-картер из чугуна
Блок-картер из силумина
Параметры,
мм
Литье
в земляные
формы
«Тонкое»
чугунное
литье
Литье
в песчаные
формы
Литье под
давлением
5бц
5... 8
3,0...3,5
6... 10
6...9
5К
4...7
3,0...3,5
5...9
5... 8
5ПП
8... 12
8... 12
10... 14
10... 14
§ппг
(0,09/>)...(0,09D + 1,5)
0,09D + 3,5
0,09£> + 2
0,03 D + 4,4
0,03£> + 3
§ст г
5ц
г
0,03 D + 2,2
3... 3,5
(0,065...0,085)D
6... 8
4...5
d
с
—
—
6...9
4...5
8... 14
охл
8... 14
9... 15
9... 14
10... 15
§пм
6... И
5...9
7... 13
6... 12
Рис. 3.19. Пример эскиза мокрой вставной гильзы цилиндра:
я, b, с, d,e,t — геометрические размеры уплотняющего пояса гильзы
Правильность выбора толщины стенок цилиндра 8СТ ц проверяется
по напряжениям разрыва стг, МПа, по образующей на режиме максимального крутящего момента двигателя (AfKmax, п м ) по формуле
=
PzmaxD
28ст
Т а б л и ц а 3.7
Параметры, мм
ДсИЗ
Дизель
La
(1,15 ...1,70)2)
(1,45... 1,85)2)
SCT
0,05 D + 2
(0,065...0,075)2)
А,
(1,09... 1,15)2)
(1,07... 1,18)2)
Dt
(1,15... 1,30)2)
(1,20... 1,30)2)
U
(0,01 ...0,06)2)
(0,06...0,10)2)
L*
(0,14... 018)2)
(0,14...018)2)
2)упл
2)n - (2...4)
2 ) n - ( 2...4)
8H CT
0,0452)
(0,035...0,06)2)
8bct
2,0...2,5
2,0...2,5
Ц
(0,3...0,5)2)
Параметры, мм
D < 130 мм
D > 130 мм
d
4,0
6,0
t
3,4
5,2
е
4,0
6,0
а
8,0
12,0
Ь
6,0
8,5
с
2,0
3,0
с'
3,0
4,0
В современных двигателях:
• для цилиндров из чугуна <Jz = 40... 60 МПа;
• для стальных цилиндров <Jz = 80... 120 МПа.
Газовый стык. При описании конструкции газового стыка необходимо рассмотреть следующие вопросы:
• принцип функционирования и организацию конструкции;
• обоснование выбора материалов (с приведением их механических
характеристик) и краткие сведения о технологии изготовления элементов стыка;
• комплексы конструкторско-технологических мероприятий по
уменьшению термического коробления и механической деформации
привалочных плоскостей головки и блока цилиндров, а также по повышению усталостной прочности анкерного болта (шпильки).
Оценка работоспособности газового стыка производится на режиме максимального крутящего момента (М к тах, пм) по значению
силы предварительной затяжки анкерного болта (шпильки) Рпр и по
запасу прочности пъ от его повторно-переменного нагружения комбинацией следующих сил: Рпр, Pt (термической) и P'z (газовой).
Силы предварительной затяжки и газовая, Н, определяются в
виде
Рпр = т(1-Х)Р^
11F
P>t=pzhl£s-.ltf,
где т — коэффициент запаса силы предварительной затяжки; pz —
максимальное давление рабочего цикла на расчетном режиме, МПа;
Fn — площадь поршня, м2; /шп — число шпилек (болтов), воспринимающих нагрузку от газовой силы одного цилиндра.
Для среднефорсированных автотракторных двигателей т = 1,5... 2,0;
для форсированных двигателей т = 3,0...4,0.
Коэффициент дополнительной (динамической) нагрузки резьбового соединения
Х=
кш + АГб + Кг + ЛГпр + АГгил + АТбл
Здесь податливость прокладки, м/Н (обозначения показаны на
рис. 3.20)
*
/пр
= -
пр.н Tip4/
Е,пр
податливость буртика гильзы цилиндра, приходящаяся на один болт,
м/Н,
Л ГИЛ
run
Дгил^
податливость блока, приходящаяся на один болт, м/Н,
— 4л
^бл^бл.ср
податливость шайбы, м/Н,
I
V —
"Ш
0,25^ш{[0,25(^ш1 + rfm2)]2
-
податливость болта, м/Н,
jr6 _
. 4 ~ An2 .
Я*/
71тУ '
2
податливость головки цилиндра, приходящаяся на один болт, м/Н.
/г
г
г
ср
где /01 — длина верхней части болта, мм; /0 — длина заглубленной
части болта, мм; d0 — диаметр гладкой части болта, мм; /ш — высота
шайбы, мм; dmb dm2 — диаметры шайбы соответственно внутренний
и наружный; /пр — высота прокладки;
— диаметр прокладки;
н — диаметр прокладки нагруженной; /г — длина головки цилиндра; /гил — длина гильзы; db н, rf6B - наружный и внутренний диа-
Шт
«г
M 1:2
Рис. 3.20. Пример эскиза конструкции газового стыка
метры буртика; d^ — диаметр болта по резьбе; /бл — длина блока
цилиндров; Епр, Ебл, Еш, Е6, Ет — модули упругости материалов соответственно прокладки, блока, шайбы, болта и головки цилиндров, Н/м2.
Площадь поперечного сечения зоны активной деформации головки цилиндра на середине ее высоты, приходящаяся на один болт, м2,
г -- fР"
t
А.ср
где р — коэффициент заполнения металлом расчетного сечения
(для общих головок нескольких цилиндров р = 0,25 ...0,35, а для индивидуальных головок цилиндров р = 0,35...0,55); Аг, Вт — габаритные размеры зоны активной деформации расчетного сечения головки цилиндра, м.
Площадь поперечного сечения зоны активной деформации блока
цилиндров на середине его высоты, приходящаяся на один болт, м2,
^бл.ср Рбл
^бл^бл
иvmn
где рбл — коэффициент заполнения металлом расчетного сечения,
рбл = 0,20...0,35; Абл, 2?бл — габаритные размеры зоны активной деформации расчетного сечения блока, м.
Термическая сила, Н, определяется по уравнению
Р _
+ еМг + агц/пр + агш/гил + абл4л ) ~ абА)
кш +
Кт + Кпр + АГгил + К6л
где а, — коэффициент линейного расширения материала соответствующего элемента, 1/град; At — температура подогрева элементов
газового стыка на расчетном режиме, At« 70... 80°.
Экстремальные значения нагрузок на анкерный болт рассчитываются по следующим формулам, Н:
±Р
1
г
max -Рх пр +/>+уР'
*/ 1 А-* z' р.mm= ^Рпр+Р
*f
Оценка запаса прочности выполняется для минимального сечения
болта в резьбовой его части Д,, МПа:
amax=4£L10-6;amin=^10-6.
/0р
/0р
Запас прочности па рассчитывается с учетом того, что совокупный
фактор концентрации напряжений
се' се"
~ 5,0... 5,5 •
оо
Для автотракторных двигателей запас прочности па должен находиться в пределах значений 1,3...2,0.
Для создания необходимой силы предварительной затяжки Рпр
анкерные болты следует завертывать динамометрическим ключом с
моментом затяжки
М^ = мр + мт,
где Мр = PnpAx -106 — момент, необходимый для создания осевого усилия и преодоления трения в резьбе, Н • м; Мт = РпрА2 • 106 — момент
трения на торцевой поверхности гайки, Н • м.
Значения величин Ах и А2 для стандартной резьбы приведены в
прил. 4.
3.2.5. Механизм газораспределения
В расчетно-пояснительной записке должны быть представлены
следующие сведения:
• обоснование выбора типа и компоновочной схемы механизма
газораспределения (МГР);
Распределительный вал
Промежуточная
Коленчатый
вал
а
б
в
Рис. 3.21. Примеры кинематических схем привода распределительного вала:
а — ш е с т е р ё н ч а т о г о ; б — ц е п н о г о ; в — с зубчатым р е м н е м
• кинематическая схема привода распределительного вала (пример
схемы приведен на рис. 3.21);
• эскиз клапанного узла (пример эскиза приведен рис. 3.22), описание конструкции и определение конструктивных параметров его
элементов (статистические данные по конструктивным параметрам
элементов МГР приведены в табл. 3.9);
• обоснование выбора материалов деталей МГР, их механические
характеристики и краткие данные о технологии изготовления;
• описание конструкций устройств ограничения осевых перемещений распределительного вала, проворачивания клапана и толкателя;
• принцип регулирования теплового зазора;
• описание системы смазывания сопряженных подвижных элементов МГР;
• основные параметры механизма газораспределения;
• расчет и построение профиля кулачка;
• оценка работоспособности элементов МГР.
Определение диаметров горловин клапанов. Диаметры горловин
определяются при компоновке камеры сгорания и назначаются максимальными, исходя из возможности размещения клапанов на поверхности головки, ограничивающей объем внутрицилиндрового
пространства. Наилучшие показатели двигателя обеспечиваются при
следующем соотношении диаметров горловин впускных (dT вп) и выпускных (drBhin) клапанов: drm = (1,1... 1,2)^гвып.
Достаточность проходного сечения горловины клапана оценивается по первой условной скорости потока рабочего тела v\ определяемой
посредством расчета на режиме номинальной мощности (NeH0м, лном)
двигателя, м/с,
и — nс
idy
ом
средняя скорость поршня, м/с; i — число одно30
именных клапанов, приходящихся на один цилиндр; D, S, dT — соответственно диаметр цилиндра, ход поршня и диаметр горловины
клапана, м.
У автотракторных двигателей характерные значения v' при двух
клапанах на цилиндр составляют:
• для горловины впускного клапана 50... 80 м/с;
• для выпускного клапана 70... 100 м/с.
где сп =
Рис. 3.22. Пример конструкции клапанного узла:
Р — угол н а к л о н а о б р а з у ю щ е й сухарика
expert22 д л я
http://rutracker.org
Клапаны
К о н с т р у к т и в н ы е параметры
впускной
Высота клапана /
выпускной
(2,5...3,5)г/г
Диаметр стержня dCT
(0,16...0,25)г/г
(0,22...0,30)4
Диаметр головки dT
(1,12... 1Д6К
(0,79... 0,92)4
Высота головки клапана а
(0,08...0,12)4
Длина фаски головки клапана b
(0,05...0,12)4
Высота фаски 5
1,5...2,0 мм
Радиус перехода стержня клапана
в головки г0
(0,25...0,35)4
Высота сухариков е
Угол наклона фаски к головке а ф
«5
30°; 45°
Длина направляющей втулки /ет
(1,75... 2,5)4
Наружный диаметр втулки dBT
5 + (5...8) мм
Высота седла клапана с
(0,16... 0,25)4
Ширина седла клапана hc
(0,08...0,15)4
45°
В многоклапанных механизмах скорость и' ниже и составляет соответственно 35 и 50 м/с.
Определение максимального подъема клапана. Значение максимального подъема клапана можно ориентировочно определить по
следующим соотношениям:
• Лад т а х « 0,3dT — для клапанов с углом наклона уплотняющей фаски а ф = 45°;
• ^кл max « 0,18flfr — для клапанов с углом наклона уплотняющей
фаски а ф = 30°.
Правильность выбора значения h^ тах оценивается по второй
условной скорости v"n истечения рабочего тела через клапанную щель
впускного клапана при максимальном его подъеме. Эта скорость, м/с,
рассчитывается на режиме номинальной мощности по выражению
^впУ кл.вп max
где FN — площадь поршня, м2; /вп — число впускных клапанов, приходящихся на один цилиндр.
5 Шатров
129
Площадь проходного сечения клапанной щели, м2, при максимальном подъеме впускного клапана определяется по следующим
выражениям:
• при а ф = 45°
./кл.вп max — ^/^кл в п max(0j707£/r
^,353/^
),
• при а ф = 30°
Укл.вп max ~~ ^^кл.вп
max)'
вп
В ДВС с двухклапанным механизмом газораспределения и"п =
= 80...90 м/с, а при трех или четырех клапанах на цилиндр она снижается до 55 м/с.
Профилирование кулачков. Исходными данными для профилирования кулачков являются:
• частота вращения кулачкового вала на режиме номинальной
мощности сок = КПном , рад/с;
в п
в п
т а х
60
• максимальный подъем толкателя
max = h^ max —, мм, и тепловой
/
зазор со стороны толкателя Дт = А,^ — , мм (где /т и
— длины пле-
вел
ча коромысла соответственно со стороны толкателя и клапана);
• радиус начальной окружности кулачка г0 = (1,5... 2,0)/*^ тах, мм;
д
Фоп + 180° + ф з а П р к а
• угол действия кулачка ф 0 = —
- —
( г д е Фоп'
2
1о0°
Фзап — соответственно углы опережения открытия и запаздывания
закрытия клапана, град);
• значение теплового зазора А^ (для впускных клапанов А^ =
= 0,25...0,35 мм; для выпускных клапанов А^ = 0,35...0,50 мм; в механизмах с гидравлическими толкателями и с гидрокомпенсаторами
Акл = 0).
Профилирование выпуклого трехрадиусного и тангенциального кулачков. При построении профиля трехрадиусного выпукло-
го кулачка сначала по статистическим данным выбирается радиус
дуги переходной окружности г, = (10... 18)йттах, а затем исходя из
условия сопряжения этой дуги с дугой окружности при вершине кулачка определяется радиус последней:
(>0 + К max ) 2 + (П - Г0 ) 2 - #J2 + 2(Г 0 + Л, т а х )(г х - Г 0 ) C O S ^ -
где ф0 — угол действия кулачка.
Далее строится профиль этого кулачка посредством сопряжения
трех дуг с радиусами г0, гх и г2, как это показано на рис. 3.23.
Рис. 3.23. Построение профиля трехрадиусного выпуклого кулачка
Определение профиля трехрадиусного выпуклого кулачка при задании теплового зазора реализуется посредством уменьшения радиуса г0 окружности затылка кулачка на значение теплового зазора
Дт и сопряжения этой окружности с рабочим профилем на переходном
участке по параболе.
Профиль тангенциального кулачка является частным случаем
трехрадиусного выпуклого кулачка при гх = оо, т.е. при сопряжении
начальной окружности с окружностью при вершине кулачка по прямой. Следовательно, в этом случае радиус, мм,
ArmaxCOS^
Ъ =>Ь
~
1-cos^
Профилирование кулачка Курца. Необходимыми дополнитель-
ными исходными данными здесь являются скорость толкателя кулачка в конце фазы сбега г;^ = 0,46... 1,27 мм/рад и параметр формы
кривой ускорения z » 5/8.
Определение длительности фаз движения толкателя, рад:
• фаза сбега
,
тгЛ^
Ф0 =
2 v.тОк
фаза разгона
Ф1=_£о_.
2(1+4)
основная фаза замедления
Ф0А
2(\ + А)(\ + В)'
ф,=
• начальная фаза замедления
ф
Здесь А=
<р0ЛВ
2(1 + Л)(1 + Я)'
2
Фт2 + Ф^
Фт
3
= 1,5...3,0; В = —^- = 0,10...0,15.
Ф,
Ф3
Для проверки расчета можно использовать выражение
Ф.+Ф 2 + Ф з = у При выборе А следует иметь в виду, что большие его значения соответствуют более короткому участку положительных ускорений
толкателя. При этом увеличивается параметр время—сечение клапанной щели, возрастает экстремальное значение положительных и
уменьшается экстремальное значение отрицательных ускорений.
Определение законов движения толкателя. Расчет вспомогательных коэффициентов:
си =
+
ZK{ + X2VPi
мм/рад; с12 =0,32(с п -и т0к )Ф и мм;
2с
^32= "
vТ к
° > мм/рад2;
с21 =1,75С32Ф3, мм/рад; с22 = 0,51с32Ф^, мм;
4
с» = 0, °1 3 2 Сз2 > мм/рад ; с33 = 0,9375с 32 Ф|, мм.
Здесь
Кх = 0,51Ф^ + 0,9375Ф3 + 1,75Ф2Ф3, рад2;
К2 = 1,75Ф3 + 0,796Ф2, рад.
Расчет закона движения толкателя в зависимости от угла пово
рота кулачка фк:
• при 0 < фк < Ф0 подъем толкателя на нулевом участке сбега
(
АГ0 = А1
л
1
-
C
O
S
ЯфкЛ , мм;
2Ф 0 ,
—
—
• п р и Ф 0 < Фк < ( ф , + Фо)
Лт1 = Д т + с и ( ф к - Ф 0 ) - с 1 2 8 1 п — ^ — Ч мм;
Ф,
• п р и ( Ф 0 + Ф , ) < фк < ( Ф 0 + Ф , + Ф 2 )
. тс[ф
1Тк
л
к — (Фо + Ф])]
йт2 = Дт + с, А,Ф, + с21г [фк - (Ф 0 +Ф,)]+с
sm
мм;
22
• при (Ф0 + Ф, + Ф2) < фк < (Ф0 + Ф, + Ф2 + Фз)
Ат3 = Дт + с, ,Ф, + с21Ф2 + с22 + с31 {Ф3 -[ф к - (Ф0 + Ф, + Ф2)]}4 -^{Фз-К-СФо+Ф^Фг)]}^^,
мм.
Расчет закона изменения ускорения толкателя jT на различных
участках сбега:
• при 0 < фк < Ф0
Л2
ТС
cos
, мм/с2;
jro =
2Ф0
п р и Фо < Фк < ( ф , + Фо)
Л1=®кС12
51п*(фк-Ф0)
м м / с 2
ф,
п р и (Фо + ф , ) < ф к < (Фо + Ф, + Ф 2 )
Ут2 =
•
П
р
и
^^Фк-СФо+Ф»)]
,2Ф2,
2Ф2
(Ф 0 + Ф { + Ф 2 ) < Ф к ^ (Фо +
ММ/С 2.
+ ф 2 + Фз)
Л з = - « к { 2 с з 2 - 1 2 с з 1 { Ф з - [ ф к - ( Ф о + Ф 1 + Ф 2 ) ] } 2 } , мм/С 2 .
По приведенным зависимостям строятся графики hT = /(ф к ) и ут =
= /(ф к ). Пример графической интерпретации законов подъема и
ускорения толкателя по углу поворота кулачкового вала приведен на
рис. 3.24.
Далее с использованием кривой йт = /(ф к ) методом касательных
строится профиль кулачка. Пример такого построения приведен на
рис. 3.25.
Определение характеристики пружинного узла в механизмах
с выпуклым трехрадиусным и тангенциальным кулачками. Жест-
кость пружинного узла определяется по формуле, Н/м,
с =
Кт;им,
где К - 1,50...2,25 — коэффициент запаса.
1
* т ,
1
о
•»
Фк>
Л> мм/с"
Фк>°
о
Фо
Ф,
Фо/2
Ь
ф3
б
Рис. 3.24. Пример графической интерпретации законов подъема (а) и
ускорение (б) толкателя по углу поворота кулачкового вала для кулачка
Курца
Для механизмов с непосредственным приводом клапана конструктивная масса клапанного механизма, приведенная к клапану, т' к м к =
= 200... 300 кг/м2, а для механизмов с приводом клапана через толкатель, штангу и коромысло /я£.м.к = 400... 500 кг/м2.
Площадь горловины клапана, м2, определяется по формуле
Л
7idl
4 >
а скорость вращения кулачка на режиме номинальной мощности,
рад/с, по выражению
_ гс^ном
frt
Ww
.
60
Для выпуклого трехрадиусного кулачка сила предварительной затяжки пружинного узла, Н,
Ро = Кг<м.к/г<й2ЛГо-r2)lf.
#т
Предварительная деформация пружинного узла, м,
Максимальная упругая сила пружинного узла, Н,
3
•
10"
лр
— Р a- Ch
xyj
пр max ^ 0 '
max
'
Максимальная деформация пружинного узла, м,
Ушах
^клтах*
•
Значение силы предварительной затяжки пружины при закрытом
клапане необходимо проверить на достаточность по условию невозможности открытия клапана под действием силы давления газов.
В двигателях без наддува сила давления газов стремится открыть
выпускной клапан за счет перепада давлений на нем во время процесса впуска, т. е.
12
Л
14
10
8
Ат, мм i I
2 4 6 8 10 1 2 1 4
фк,°
ПРВ
Рис. 3.25. Пример построения профиля кулачка Курца по методу касательных
135
р
_ ЯДрвып m
: ax ^г.вып 1
-"г.вып
^ •
Здесь перепад давлений на клапане, МПа,
вып max
Ртр ~ Р& min?
где pw » рг — давление в выпускном трубопроводе; рл min — минимальное по режимам работы двигателя значение давления в цилиндре в конце такта впуска.
В двигателях с искровым зажиганием максимальное значение
АРвыптах ® 0,09 МПа достигается на режиме холостого хода при максимально прикрытой дроссельной заслонке.
В дизелях максимальное значение АрЪТ1 тах = /?ТР - рг достигается на
режиме номинальной мощности.
В ДВС с наддувом сила давления газов действует на впускной
клапан во время процесса выпуска, т.е.
р — ^АРвл щах^г.вп |
*г.вп ~~
^
^ •
Перепад давлений на клапане в этом случае является разностью
давления наддува рк и минимального давления в цилиндре в процессе выпуска рп МПа:
Арвп max
if к
гт*
Условие невозможности открытия клапана под действием силы
давления газов выполняется при Р0 ^ Рт. вылДОЯдвигателей без наддува и (или) при Р0 > Ргвп для наддувных модификаций двигателей.
Определение характеристики пружинного узла в механизмах
с кулачком Курца. Методику подбора характеристики пружинного
узла иллюстрирует рис. 3.26. Она заключается в следующем.
Построим кривую подъема клапана
/т
а слева от нее кривую упругой силы пружины, Н:
РпР = /(Фк ) = -^.„.к/гУзам, (Фк ) l -f 10"3,
г
Де Лам.т(фк) — ускорение толкателя в фазе замедления (на втором и
третьем участках подъема), мм/с2.
Сверху над кривой h^ = Дфк) расположим горизонтальную ось
деформации пружины/, р . Затем из точек ах..мъ кривой h^ = Лфк)
проведем вертикальные линии, на которых вверх от оси/™ отложим
Рис. 3.26. Построение характеристики пружинного узла в механизме с кулачком Курца
соответствующие ординаты кривой Рпр = /(срк) (на рис. 3.26 пример
построения приведен для точки я3).
В точке, соответствующей по характеристике деформации пружины при
= 0, упругая сила является силой ее предварительной деформации Р0. Минимальное значение силы PQ min определяется на
основании соотношения Р0 > Рт вьш, следовательно:
• для двигателей без наддува P0min = Рг вып;
• для две с наддувом Р0 > Рг.вп; P0mm = Рпвп.
Через точку, соответствующую упругой силе пружины Рпр тах, проведем наклонную прямую таким образом, чтобы все остальные точки
этой силы, включая Рь min, находились ниже этой прямой. Угол наклона проведенной прямой к оси f n p выбирается таким, чтобы выполнялось условие Уо * h^ max (условие минимизации габаритных
размеров пружины).
Построенная прямая и будет являться характеристикой пружинного узла.
Определение конструктивных параметров клапанной пружи-
ны. При использовании в пружинном узле двух пружин — внутренней
и наружной — нагрузка между ними распределяется таким образом,
чтобы выполнялись следующие условия:
(0,35 ... 0,50)^пр max, -Р ршахн (0,50 ... 0,65).РПр тах.
Жесткость и предварительная деформация каждой пружины выбираются из конструктивных соображений, но при обязательном
соблюдении следующих условий:
Р
4- Рпр шах н — прРшах? •*-• Овн
р ~ Он .D-D
•*• пр шах вн ~
0
PnpmaxBH
П
х
#
Для каждой из пружин определяются конструктивные параметры:
средний диаметр Z>np; наружный диаметр проволоки dH; число витков
i и шаг навивки t.
Как правило, на автотракторных двигателях пружинные узлы
впускных и выпускных клапанов унифицируются.
Средний диаметр наружной пружины принимается по статистическим данным: Z>npн = (0,8...0,9)*/гвп.
Наружный диаметр проволоки пружины определяется по формуле
39 6 Р
dH = л 1
1
D
пр max н ^ п р . н
ПХ
где т — предельно допустимое напряжение кручения материала проволоки, МПа, т = 350...600 МПа.
Расчетный диаметр dH округляется до ближайшего стандартного
значения по сортаменту проволоки: 2,8; 3,0; 3,2; 3,5; 3,8; 4,0; 4,2; 4,5;
4,8; 5,0; 5,5; 6,0 мм.
Запас прочности пружины, МПа, при совокупном факторе концентрации напряжений ——
«1,0 определяется по формулам
с с
тт
_
Q (\Р
П
пртахн^пр.н .
О 6 Р
П
_ 7 9 V * Он^пр.н
тах
~
ndl
' nun""
ndl
'
Для пружин автотракторных двигателей характерный запас прочности находится в пределах значений пх = 1,2...2,0.
Число рабочих витков нагруженной пружины
_ 6#нС/он + \лтах)
РН
ох
'
ЙР
ЛЗ
'
пр max н^пр.н
.
где G — модуль сдвига материала пружины, МПа.
Расчетное число рабочих витков нагруженной пружины округляется до целого значения или значения, кратного 0,5.
Предварительная деформация наружной пружины определяется
по формуле
г- __
/Он ~
max
Рпр max н РОн
х
-
м
Полное число витков пружины / = /рн + (2,0...3,0).
Шаг витка свободной пружины, м,
.
1 . ./он
~~ н
К л max , а
1
+ Amin'р.н
Минимальный зазор между витками пружины при ее максимальной деформации Д ^ = 0,5... 0,9 мм.
Пружину необходимо проверить на возможность возникновения
в ее конструкции продольных резонансных колебаний.
Условие отсутствия резонанса имеет вид
^>10,
сок
где сос = 2 257,3 . 2
'рнАф
частота вращения, соответствующая частоте
собственных колебаний пружины, рад/с; сок =—— — скорость вращения кулачкового вала, рад/с.
Определение конструктивных параметров и оценка работоспособности внутренней пружины производятся по аналогичной методике
с той лишь разницей, что ее средний диаметр выбирается с учетом
геометрии наружной пружины и наличия гарантированных зазоров
между элементами пружинного узла, т. е. при выполнении условия
Аф.вн » А Р н ~
- А1? где Az = 2 мм — диаметральный зазор между
витками пружин.
После завершения расчета внутренней пружины проверяется достаточность диаметральных зазоров между направляющей втулкой
клапана, внутренней и наружной пружинами:
(Атр.н - dH) - (Dnp вн + d j > 2 мм; (Dnp вн - dBH) - dBT > 2 мм,
где dBT — наружный диаметр направляющей втулки клапана, м.
3.3. Смазочная система
3.3.1. Общие сведения
При разработке системы смазывания на разрезах двигателя или в
виде отдельных узлов в расчетно-пояснительной записке должны быть
показаны:
• масляный насос (в разрезе) с приводом;
• масляные магистрали в блоке или блок-картере;
• подвод масла к коренным и шатунным подшипникам коленчатого вала;
• подвод масла к клапанному механизму и подшипникам распределительного вала.
Конструкция масляного насоса зависит от типа двигателя, типа
масляной системы, наличия масляного радиатора и т.д.
В автомобильных двигателях применяются шестеренные насосы
наружного зацепления (рис. 3.27, а). В последнее время широкое
распространение получают шестеренные насосы внутреннего зацепления (рис. 3.27, б) и реже применяются насосы роторного типа
Выход
/
1
Рис. 3.27. Масляные насосы шестеренного типа:
а — наружного зацепления; б — внутреннего зацепления; в — с внутренним
ц и к л о и д а л ь н ы м з а ц е п л е н и е м ( и н д е к с ы 1 и 2 соответствуют в е д у щ е й и в е д о м о й
ш е с т е р н я м ) ; 1,2 — с о о т в е т с т в е н н о магистрали в с а с ы в а н и я и н а г н е т а н и я ; О, и Ог —
ц е н т р ы о к р у ж н о с т е й ш е с т е р е н ; dw] и dwl — д и а м е т р ы н а ч а л ь н ы х о к р у ж н о с т е й ; гаХ и
га2 — р а д и у с ы о к р у ж н о с т е й выступов; rfl и гп — р а д и у с ы о к р у ж н о с т е й в п а д и н ; г ц —
р а д и у с о к р у ж н о с т и (радиус цевки), о п и с ы в а ю щ е й п р о ф и л ь зуба; аш — м е ж ц е н т р о в о е
р а с с т о я н и е ; daX и da2 — диаметры о к р у ж н о с т е й выступов ( в е р ш и н зубьев); dfl и df2 —
диаметры окружностей впадин (впадин зубьев)
(являющиеся разновидностью шестеренных) с внутренним циклоидальным зацеплением (рис. 3.27, в).
Шестеренные насосы переносят масло из полости всасывания в
полость нагнетания. В насосах роторного типа происходит заполнение полостей А и Б (см. рис. 3.27, в) из магистрали 1 и выдавливание
масла из полости В в нагнетательную магистраль 2. Применяемое
зацепление обеспечивает непрерывность контакта всех зубьев наружного и внутреннего роторов, что позволяет без применения какихлибо уплотняющих устройств надежно разделить зоны высокого и
низкого давлений в рабочей (межзубовой) полости.
3.3.2. Расчет шатунного подшипника скольжения
Из развернутой диаграммы нагрузки на шатунную шейку Rm ш =Лф)
определяют:
• среднюю силу за цикл (Лш ш)ср для выполнения теплового расчета подшипника;
• среднюю силу в петле максимальных нагрузок (Вшшш)ср Для нахождения минимальной толщины масляного слоя;
• максимальную силу (Яш.ш)тах для обоснования выбора антифрикционного материала.
Условные удельные давления рассчитываются по следующим формулам, МПа:
ш )ср . р г /
_
(К ш )ср . т^ _ (К ш )шах
р
~~ И
1
'
"^ш.цгш.п
С
Р ~~
j
/
'
^ш.шчп.п
max ~~
.
1 >
^ш.цгш.п
где dmm — диаметр шатунной шейки; /ш п = /ш ш — (5... 7 мм) — длина
опорной части вкладыша; /ш ш — длина шатунной шейки /ш ш, принимаемая на основании статистических данных при выполнении
продольного разреза двигателя.
Для проведения расчета необходимо выбрать масло в соответствии
с прототипом двигателя и степенью его форсирования.
Виды масел, применяемых в двигателях, приведены в прил. 8 и 11.
Тепловой расчет подшипника и определение температуры масла
в масляном слое выполняются в следующем порядке.
1. Задаются тремя значениями средних температур масла в масляном слое (например, 80, 90 и 100 °С). При этом температуру масла на
входе в подшипник tBX можно принять равной 70... 75 °С.
2. Для заданных температур и принятого масла по графику, приведенному в прил. 13, определяют значения динамической вязкости ц.
3. Задаются значением диаметрального зазора Аш ш = \\tdm ш, где
А 5
у =—=
относительный зазор.
d г
Для ДсИЗ
\|/ = (0,5... 0,7) • 10"3.
Для дизелей \|/ = (0,7... 1,0) • 10"3.
4. Для каждого значения вязкости масла определяют коэффициент
нагруженности подшипника по формуле
ф=
с у
р
ЦСО
где со = пп/30, с-1.
5. По графику Ф =Лх)> приведенному в прил. 10, находят значения
относительных эксцентриситетов х6. Определяют количество теплоты, выделяющейся в результате
трения при работе подшипника, для трех значений вязкости и относительных эксцентриситетов, кДж/с:
'
где % — коэффициент сопротивления шипа вращению, который находится по графику =Лх)> приведенному в прил. 14.
7. Определяют количество теплоты, отводимой от подшипника
циркулирующим маслом, для трех значений средних температур по
формуле, кДж/с,
Qu =
cmmal
При этом см принимают равным 1800... 1900 кДж/м3.
Перепад температур At = /вых - /вх = 2/ср - tBX.
Количество масла, циркулирующего через подшипник, определяют по формуле, м3/с,
М = (qT
где дт — коэффициент, учитывающий количество масла, вытекающего из нагруженной зоны подшипника и определяемый по графику дт = /(%), приведенному в прил. 15, для каждого значения относительного эксцентриситета %.
Коэффициент, учитывающий количество масла, вытекающего из
ненагруженной зоны подшипника, определяется по формуле
2(d
х2
_ Q Рн.ВЫХ V
"ш.ш
<7н=Р
ц со V Ап.п /
где Рн.вых — давление масла на выходе из насоса.
Принимаются следующие значения параметра рнвых:
• для ДсИЗ
рн вых = 0,3 ...0,4 МПа;
• для дизелей рн.ъых = 0,5 ...0,7 МПа.
Коэффициент р определяется из графика р = /(%), приведенного
в прил. 12.
^вх
*СР ^ср
И
Рн вых
г
ф
Аи п _
п
Масло
Qn,
Ят
Р
Ян
Ят + Ян м
At
Он
[
о.
*ср2
*срЗ
Результаты расчета целесообразно свести в табл. ЗЛО.
В итоге теплового расчета для каждого значения средней температуры получают значения теплоты, образующейся в подшипнике
Q1р и отводимой от него QM.
По полученным данным строится график, показанный на рис.
3.28, на котором точка пересечения кривых бтрИ0 м и будет искомой
средней температурой.
Для найденной средней температуры определяют вязкость масла
по графику ц = f{t), приведенному в прил. 13.
Коэффициент нагруженности по удельному давлению в петле
максимальных нагрузок находим в виде
|ХС0
По графику Ф = f(x), приведенному в прил. 10, определяем относительный эксцентриситет % для отношения /ш Jd m mB подшипнике.
О™ Qu,
кДж/с
а /
sQrp
'lep
*ср.д
Рис. 3.28. График теплового баланса
hep
'ср
Минимальная толщина масляного слоя определяется по формуле,
мкм,
Если полученная в результате расчета минимальная толщина масляного слоя более 4 мкм, значит, спроектированный подшипниковый
узел работоспособен.
3.3.3. Расчет масляных насосов с наружным
и внутренним зацеплением шестерен
На основании статистических данных циркуляционный расход
масла через двигатель определяется в виде, м3/ч,
Кц = (10...14)ЛГеном.10-3.
Действительная производительность масляного насоса должна
быть в 2,5... 3,5 раза больше циркуляционного расхода, м3/ч,
Кд
(2,5... 3,5) V^,
Исходя из значения действительной производительности подбираются размеры шестерен масляного насоса в следующем порядке
(для шестерен внутреннего зацепления определяются размеры ведущей, т.е. внутренней, шестерни):
1. Находим теоретическую производительность насоса по формуле, м3/ч,
г
V
т
V
Лн
'
где г|н — объемный коэффициент подачи насоса (для шестерен наружного зацепления цн = 0,75...0,85, для шестерен внутреннего зацепления г|н = 0,8... 0,9).
2. Для насоса с наружным зацеплением, установив передаточное
отношение его привода, частоту вращения ведущей шестерни пх и максимальную окружную скорость на ее внешнем диаметре vaX = 8... 10 м/с,
определяем диаметр daX (причем значение пх для шестерен наружного зацепления не должно превышать 3500...4000 мин-1), мм,
3
_
6
0
^
1
0
г
и
а\ "
КЩ
•
3. Принимаем модуль зацепления т (3,0; 3,5; 4,0; 4,25) и, учитывая,
что daX - m(z + 2), определяем число зубьев z- При наружном зацеплении размеры ведущей и ведомой шестерен равны, а число зубьев z
составляет от 7 до 12. При внутреннем зацеплении число зубьев
z2 = Z\ + 2.
4. У насосов с внутренним зацеплением частота вращения ведущей
шестерни пх равна частоте вращения коленчатого вала, а частота
вращения ведомой шестерни определяется из соотношения п2 = щ —.
ft
Диаметр ведомой шестерни dal = dal —.
п2
В имеющихся конструкциях насосов Z\ может быть равно 9, 11, 13,
15. Наиболее часто число зубьев ведущей шестерни равно 13 или 15,
диаметр dal = 38... 58 мм, а скорость val = 10... 20 м/с.
5. Теперь определяем требуемую длину зуба, мм:
6=
9
Vт 10
2|im2z«i60
Для шестерен наружного зацепления b = 12...48 мм.
Для шестерен внутреннего зацепления 6 = 7... 11 мм.
6. Мощность, необходимую для привода насоса, определяем по
следующей формуле, кВт:
К (Рн.ВЫХ Рп.ЪХ ) 2Q—3
лм
Здесь перепад давленийръых -р в х = 0,3... 0,6 МПа, а механический
КПД Лм = 0,85...0,90.
3.3.4. Расчет масляных насосов с циклоидальным
зацеплением
Расчет таких насосов достаточно сложен. Здесь приводится только упрощенный вариант определения длины зуба b (высоты ротора)
и статистические данные по имеющимся конструкциям.
Широкое распространение получили роторные насосы, у которых число зубьев ведомого (наружного) ротора всегда больше числа зубьев ведущего (внутреннего) ротора, т. е. у которых z-i - Z\ + 1.
Привод ведущего ротора таких насосов осуществляется от коленчатого вала. У выпускаемых насосов Zi = 4, 6, 8 и соответственно z2= 5,
7, 9. Наиболее часто встречающийся вариант таких насосов Z\ = 4
И^ 2 = 5.
Длина зуба для рассматриваемых насосов определяется по формуле, мм
ъ_
П-ю8
l,5n(dZ l -d} i )n 1 ,
где daX = 2raX — наружный диаметр зубьев ведущего ротора, мм (см.
рис. 3.27, в); dfx = 2rfx — диаметр впадин зубьев ведомого ротора, мм;
пх — частота вращения ведущего ротора, мин-1.
Все обозначенные на рис. 3.27, в величины связаны между собой
определенными кинематическими зависимостями.
Статистические данные по имеющимся конструкциям следующие:
daX = 29,8...48,0 мм; dn = 19,5...29,0 мм;
da2 = 24,2...38,5 мм; dn = 35,4...57,5 мм;
aw = 2,80...4,75 мм — межцентровое расстояние;
гц = 11,2... 19,0 мм — радиус окружности, описывающий профиль
зуба;
Ъ = 22...30 мм.
3.4. Система охлаждения
3.4.1. Приближенный расчет радиатора
На листе продольного разреза двигателя жидкостного охлаждения
(прил. 16) должны располагаться конструкции жидкостного насоса в
разрезе, приводов к насосу и вентилятору, ступицы вентилятора, термостата и механизма отключения вентилятора, если он предусмотрен.
Приближенный расчет радиатора включает в себя определение
следующих величин.
1. Теплота, отводимая в охлаждающую жидкость, Дж/с,
бж=
*ж(7т3600'
где qж — относительный теплоотвод; GT — часовой расход топлива,
кг/ч; Ни — низшая теплота сгорания, Дж/кг.
Для ДсИЗ:
дж = 0,24...0,32; Ни = 44 • 106 Дж/кг.
Для дизелей:
= 0,16...0,25; Ни = 42, 5 • 106 Дж/кг.
2. Поверхность охлаждения радиатора, омываемая воздухом, мм2,
F
о х л
КМ'
где ф' — коэффициент запаса, учитывающий загрязнение радиатора, ф' = 1,10... 1,15; К — коэффициент теплопередачи (в имеющихся
конструкциях радиаторов К = 100... 120 Вт/(м-К), для принятого
типа теплопередающей поверхности числовое значение К принимается по зависимостям, приведенным в прил. 17); At — средний температурный напор, т.е. разность средних температур жидкости и
воздуха.
3. Средняя температура жидкости, зависящая от принимаемых
значений температуры вх на входе в радиатор (на выходе из двигателя) и от снижения этой температуры Д/ж в радиаторе:
Л'ж
t*ж.ср — *Ж
tВ
. Х 2—
*
Для расчета принимают вх = 95 °С, Д*ж = 6... 10 °С.
4. Средняя температура воздуха, зависящая от температуры окружающей среды tQ (которая принимается равной 45 °С), предварительного подогрева (если перед фронтом радиатора системы охлаждения
установлен масляный радиатор Л/пр = 5...8 °С) и температуры подогрева AtB при прохождении воздуха через радиатор:
AtB
*в.ср - + пр + "2"'
Повышение температуры воздуха в радиаторе определяется по
уравнению
Ож
Л'в =
где сръ — изобарная теплоемкость воздуха, Дж/(кг-К); рв — плотность воздуха на входе в радиатор, кг/м3; иъ — скорость воздуха в
радиаторе, м/с; FB пр — суммарная площадь проходного сечения воздушных каналов, м2.
5. Скорость воздуха, принимаемая с учетом вида машины, для
которой предназначен двигатель, и расположения радиатора.
Для автомобильных двигателей скорость воздуха определяется
суммой скоростей, создаваемых скоростным напором при движении
автомобиля, и вентилятором, м/с:
*>в = *>. + "всит = [5 + (6...8)].
Для тракторных двигателей и машин с нелобовым расположением
радиатора скорость воздуха vB = 5,5 ...9,0 м/с.
6. Суммарная площадь проходного сечения, определяемая как
площадь фронтальной поверхности охлаждающей решетки радиатора, умноженная на коэффициент проходного сечения:
FB Пр = ПвНВ.
Размеры фронтальной поверхности В и Н(рис. 3.29) принимаются исходя из компоновочных соображений в соответствии с прототипом разрабатываемого двигателя или по среднестатистическим
данным в зависимости от мощности двигателя:
5 = 0,345 + 2,2 1 0 - 3 ^ Н О М ; ^ = 0,555+1,8 10-3ЛГеном.
Рис. 3.29. Обозначение размеров фронтальной поверхности и глубины радиатора
в
Коэффициент проходного сечения принимается в следующих
пределах:
• для трубчато-пластинчатых радиаторов QB = 0,70... 0,75;
• для трубчато-ленточных радиаторов QB = 0,65... 0,70.
Ориентировочно правильность выполненных расчетов проверяется по значению удельной поверхности, определяемому отношением
охл
которое должно находиться в пределах значений 0,2... 0,3 м2/кВт.
N.еном
9. При известных размерах общей поверхности охлаждения и
фронта охлаждающей решетки радиатора (Fvtm) его глубина определяется по выражению
F
* охл
Ф^фр'
где ф — коэффициент компактности (для автомобилей <р = 600...
1000 м2/м3; для тракторов ф = 370...600 м2/м3).
3.4.2. Проектировочный расчет радиатора
Выбор исходных данных для теплового расчета радиатора осуществляется в соответствии с указанием консультанта проекта, а также с
учетом прототипа разрабатываемого двигателя, статистических данных и характерных конструктивных параметров радиатора.
Перед началом проектировочного расчета радиатора необходимо
определить следующие исходные данные:
1. Тип охлаждающей решетки радиатора, который выбирается по
указанию консультанта (трубчато-пластинчатый с коридорным расположением трубок, трубчато-пластинчатый с шахматным расположением трубок, трубчато-ленточный — рис. 3.30).
2. Размеры В и Н фронтальной поверхности охлаждающей решетки радиатора (см. рис. 3.29), которые выбираются исходя из компоновочных соображений в соответствии с прототипом разрабатывае-
мого двигателя или по среднестатистическим данным в зависимости
от мощности двигателя:
Я = 0,345+2,2-Ш" 3 ^; — = 0,555+1,$lO~3Ne.
В
3. Размеры характерного элемента охлаждающей решетки радиатора (см. рис. 3.30), т.е. следует выбрать размеры трубки (длину поперечного сечения b = 15,8... 18,8 мм, ширину поперечного сечения
с- 2,0... 2,6 мм, толщину стенки = 0,15 мм) и самого элемента (шаг
по фронту 7фр = 10... 15 мм, шаг по глубине /гл = 18...22 мм, шаг по
высоте tp = 2,5...4,0 мм, толщину ребра пластины или ленты 8Р =
= 0,08...0,10 мм).
4. Параметры теплоносителей:
• давление и температура окружающей среды (р0= 0,1 МПа, t0 =
= 45 °С, температура предварительного подогрева воздуха Д/пр = 5... 8 °С,
а при отсутствии масляного радиатора Atnp = 0 °С);
• скорость воздуха в радиаторе (при движении транспортного средства на скорости ив = vz + vBem = [5 + (6...8)] м/с, а без использования
скоростного напора, создаваемого при движении, иъ = 5,5...9,0 м/с);
• температура жидкости на входе в радиатор, т. е. на выходе из
двигателя (7Ж вх = 95 °С);
• понижение температуры жидкости в радиаторе (Д/ж= 6... 10 °С);
• скорость жидкости в радиаторе (иж = 0,5... 1,0 м/с).
5. Вид охлаждающей жидкости (вода, антифриз) по указанию
консультанта.
6. Теплофизические параметры теплоносителей, которые учитывая
незначительное изменение их температуры в радиаторе, можно принять постоянными (прил. 18).
7. Материал трубок и ребер, т.е. пластин и лент по указанию
консультанта (латунь JI-90 с коэффициентом теплопроводности X =
= 125 Вт/(м • К) или алюминиевый сплав АМц с X = 162 Вт/(м • К)).
Рис. 3.30. Элементы охлаждающей решетки радиатора:
а — трубчато-пластинчатый; б — т р у б ч а т о - л е н т о ч н ы й
8. Относительный теплоотвод в систему охлаждения (для ДсИЗ =
= 0,24...0,32, а для дизелей qж = 0,16...0,25).
9. Коэффициент запаса ф', учитывающий влияние припоя пластины или ленты к трубке и загрязнения радиатора при эксплуатации
(ф' = 1,10... 1,15, где меньшее значение — для материала из алюминиевого сплава).
Алгоритм теплового расчета радиатора следующий:
1. Определение геометрических параметров элемента радиатора:
• фронтальных площадей по ходу в радиатор воздуха
и жидэ
кости ^ж фр;
• площадей теплопередающих поверхностей со стороны воздуха
F* как суммы площадей трубки и ребра
+ F* и со стороны жидкости
• площадей проходных сечений каналов для воздуха FBnp и жидкости F£np;
• периметров каналов для воздуха Щ и жидкости Щ;
• эквивалентные гидравлические диаметры каналов для воздуха
4 F3
4 F3
dB =—^
и жидкости dx
э
пВ
ттж
АА
2. Определение числа характерных элементов фронтальной поВ
Н
верхности по ширине гв = — и высоте г н - — радиатора, а также
суммарного числа этих элементов /фр - iBiH. (Полученные результаты
округляются до большего целого числа, и уточняются размеры ВиН
охлаждающей решетки радиатора.)
3. Определение суммарной площади проходного сечения канала
для воздуха FB пр = Flnpi$p и площади всей фронтальной активной поверхности радиатора по ходу воздуха FB Tlp = /фруфр.
4. Определения коэффициента проходного сечения канала по ходу
воздуха:
_
Фв.пр =
э
F
* в.фр
р
Г
в.фр
5. Определение коэффициента оребрения радиатора:
Fэв
£bOD = э
Fж
л
6. Определение количества теплоты, передаваемой жидкости при
охлаждении двигателя, Q = qJjJIu, где Ни — низшая теплота сгорания
топлива.
7. Определение расходов жидкости и воздуха:
Сж
c^AL
ж "'ж
; GB = vBpBF,;
8. Определение повышения температуры воздуха в радиаторе
СрРъ
9. Определение критерия Рейнольдса воздуха:
vB
где vB — коэффициент кинетической вязкости воздуха.
10. Определение критерия Нуссельта:
• для трубчато-пластинчатого радиатора с коридорным расположением трубок (при Re = 4 • 102... 2 • 104;
= 4,5...9,0; — = 0,55.1,20;
Ч
с
^ = 1,30... 1,85)
/
Nu = 0,0512
\ -0,54 /
с
VP
^ГЛ —
)
Ь\ J^g0,73 Pj.0,33 .
'Р
/
• для трубчато-пластинчатого радиатора с шахматным располо2
4 f.
жением трубок (при Re = 4 -10 ...2- 10 ; -2Е-= 4...7; —=0,1.2,5;
с
——- = 3...12)
г
Nu = 0,0723
\ -ОД 4
\ -0,54 (
j^ e 0,695 pj.0,33.
v*P /
V
%
У
• для трубчато-ленточного радиатора с пирамидальными выступами (при 600 < Re < 5000; 3 < < 6 мм)
-|0,53
Nu =l,llRe 0415
*ФР~ С
11. Определение коэффициента теплоотдачи от трубок воздух/ без
учета коэффициента эффективности ребер:
NuBA,B
«в =
"в
expert22 д л я
http://rutracker.org
12. Определение коэффициента эффективности ребра:
е2/иАр _ j
¥п =
тЛр(е2тЛр+1)'
2 с с
в
где т = а . ——
— параметр, учитывающий соотношение между те-
плоотдачей и теплопроводностью материала ребра; йр — эквивалентная высота ребра, равная отношению его площади к наружному периметру трубки.
13. Определение приведенного коэффициента теплоотдачи от
трубки воздуху с учетом коэффициента эффективности ребер:
^в.пр ~~ ^в i - 0 - V p ) ^
14. Определение критерия Рейнольдса жидкости:
RcЖv —
9
где уж — коэффициент кинематической вязкости жидкости.
15. Определение критерия Нуссельта жидкости:
• при ламинарном течении жидкости (Rex < 2 300)
Nu* л = 0,15Re/»Pr/«;
• при турбулентном течении (Яеж > 104)
NuXT = 0,021Кеж°'8Ргж0'43;
• при переходном режиме течения жидкости (2 300 < Re < 104)
Шж=
5 72
N u ж.л_ \ -
""
Nu„ /
0,62 i n f ^ )
МижтКеж
16. Определение коэффициента теплоотдачи от жидкости в стенку
трубки:
^^
а
'Ж
w ~
Л VIV
,
Ж
17. Определение коэффициента теплопередачи при расчетной
площади теплопередающей поверхности со стороны воздуха:
18. Определение необходимой площади теплопередающей поверхности со стороны воздуха:
а
"охл КМА — ?
где Л/ — средний температурный напор, равный разности средних
температур жидкости и воздуха (при небольшом значении этой разности можно без большой погрешности вместо среднелогарифмического принимать среднеарифметический температурный напор).
19. Определение скорости жидкости при прохождении ее через все
трубки:
GL
Рж^ж
20. Определение необходимого числа ходов жидкости:
/ -ik
VжХ
21. Определение необходимого числа характерных элементов радиатора:
F
• _
* охл
v
"
/гэ
в
22. Определение числа характерных элементов (числа рядов трубок) по глубине радиатора:
*L=
К
'ФР
23. Определение глубины радиатора:
L = ^гл ^L'
24. Определение коэффициента компактности радиатора:
ф=
Fохл
BHL
25. Определение суммарного коэффициента аэродинамического
сопротивления (коэффициента трения) при движении воздуха в радиаторе:
• для трубчато-пластинчатого радиатора с коридорным расположением трубок при отношении — = 0,60...072 и Re = 4 • 102...2 • 103
dvв
^ 0,68
\0,3
£тр =5,508|
*тл~ с
в J
а при Re = 2 • 103... 104
/
^ =0,0845
с
>
0,3/
\ 0,68
^гл - с
~
Re^°'15ex,
С
)
где гх = 1,65^" 2 5 3 при Re = 2 • 103 и гх = 1,47 при Re = 2 • 103... 104;
• для трубчато-пластинчатого радиатора с шахматным расположением трубок при отношении — = 0,60...0,72 и Re < 2 • 103
d0в
Л0,3
^тр =8,53|
ВJ
а при Re = 2 • 103... 104
г
^тр =0,513
с
\ d B
\0,3
J
для трубчато-ленточных радиаторов при отношениях 600 < Re <
< 5 000 и 3 < /р < 6
^
\0>?5
Re^0,335.
26. Определение понижения давления в воздушных каналах, Па:
4А
L
тр
Рв"в
dB 2
3.4.3. Расчет вентилятора
Вентилятор должен создавать напор Н9, равный аэродинамическому сопротивлению всей воздушной сети Дрс, которое примерно в
два раза больше аэродинамического сопротивления воздуху радиатора Аррв:
Нв = 2Арр в.
При ориентировочном расчете вентилятора для определения его
параметров, обеспечивающих необходимый напор, используются
следующие три уравнения:
• уравнение расхода, зависящего от размеров вентилятора (рис.
3.31) и частоты вращения его ротора,
«в
=
60G,в
2
2
р в k(R - г )bznт|в V(sinacosa)'
(3.1)
уравнение окружной скорости И ротора на радиусе R
Я,В .
5
'В
уравнение частоты вращения ротора
30м
«в
=
(3.2)
TLR'
где GB — расход воздуха через радиатор, кг/с; рв — плотность воздуха на входе в вентилятор, кг/м3; R — наружный радиус лопастей
вентилятора (принимается равным примерно половине меньшего
размера фронтальной поверхности радиатора), м; г — внутренний
радиус лопастей, м; b — ширина лопастей, b = 0,04...0,12, м; zn —
число лопастей, zn = 4... 11; г|в — коэффициент, учитывающий сопро-
М 10:1
*
v.
сч
сч
Рис. 3.31. Схема вентилятора, установленного за радиатором
тивление потоку воздуха при выходе его из-под капота, г|в = 0,24...
0,70; а — угол наклона лопасти к направлению воздушного потока,
а = 35... 45°; \|/л — коэффициент, зависящий от формы лопастей (\|/л =
= 2,8...3,5 для плоских лопастей, ц/л = 2,2...2,9 для криволинейных
лопастей).
Внутренний радиус г лопастей определяется из уравнения расхода:
GB=pBcauK(R2-r2),
откуда
r= I R2-
'в
Щ>ъ CaU)
С
а
где са -— — относительная осевая скорость воздуха на входе в вени
тилятор (са = 0,2...0,3 для штампованных лопастей вентиляторов,
с а = 0,30...0,45 для литых профилированных лопастей).
Параметры вентилятора подбирают таким образом, чтобы частоты вращения ротора ив, полученные по уравнениям (3.1) и (3.2), были
равны. При этом можно ориентироваться на статистические данные:
и = 70... 100 м/с; пъ = (0,9... 1,4)ином.
Мощность, необходимая для привода вентилятора, определяется
по выражению, Вт,
х
*в
—HBG&
РвЛм
'
где Нв — напор вентилятора, Па; г|м — механический КПД вентилятора, г|м = 0,55...0,65.
В практике отечественного двигателестроения используется метод
подбора вентилятора по типоразмерному ряду.
По статистике мощность вентилятора составляет З...6% номинальной мощности двигателя.
3.4.4. Расчет жидкостного насоса
Целью расчета насоса (рис. 3.32) является определение геометрических параметров крыльчатки насоса и мощности, необходимой для
его привода. Расчет выполняется в следующем порядке.
1. Определение объемного расхода жидкости, м3/с, л/мин:
г
V
ж.р =
г
LKJ 3гК
•
V
=60
10
„ ? ж
ж.р>
РжЛо
б
Рис. 3.32. Схема жидкостного насоса (а) и треугольники скоростей на входе
и выходе (6)
где фз — коэффициент запаса, ф3 = 1,15... 1,20; рж — плотность жидкости, кг/м3; г|0 — объемный КПД насоса, г|0 = 0,8...0,9.
2. Определение необходимого напора насоса с использованием
эмпирической зависимости, полученной на основании статистических данных, Па:
рн = 2,ЗК~°'тК2
где Vh — рабочий объем цилиндров, л, дм3.
3. Определение наружного радиуса входного канала насоса, мм:
где г0 — радиус втулки крыльчатки, г0 = (20...22) • Ю-3 м; сх — абсолютная скорость жидкости на входе в крыльчатку, сх = 1... 2 м/с.
4. Определение окружной скорости и2 на выходе из крыльчатки,
м/с:
где а 2 — угол между абсолютной с2 и окружной и2 скоростями жидкости на выходе из крыльчатки, а 2 = 8... 12°; р2 — угол между относительной скоростью v2 жидкости и касательной к окружности на
радиусе г ъ J32 = 35...50°;рн — напор, создаваемый насосом, Па; г|г
гидравлический КПД насоса, г|г = 0,6...0,7.
5. Определение наружного радиуса крыльчатки, м:
ЗОщ
г2 = кп
н
где пн — частота вращения крыльчатки (при приводе насоса от коленчатого вала двигателя передаточное отношение /н = 1,0... 1,5).
6. Определение радиальной скорости жидкости на выходе из
крыльчатки:
С
/?Htga2
РжЛг«2
г2
7. Определение окружной скорости крыльчатки на радиусе rh
м/с:
U\
=
и2гх
8. Определение угла между вектором относительной скорости их
жидкости на входе и касательной к окружности крыльчатки на радиусе Г{.
i
\
ft = arctg
9. Определение ширины лопатки на входе Ь{ и на выходе Ь2\
Ь{ =
ж.р
\ ;ь 2 =
(
Ъщ zbx
sinp \)
V
—
:
(
ж.р
\
zb
2кг<>
'г2
sinft /
к
где z — число лопаток крыльчатки, г = 4...8; 8, и 82 — толщина лопаток
соответственно на входе и выходе, дх = (2...4) • Ю-3, 62 = (2...6) • 10~3м.
10. Определение мощности, затрачиваемой на привод насоса,
Вт:
РА
РжЛм
где рн — напор, создаваемый насосом, Па; г|м — механический КПД
насоса, г|м = 0,7...0,9.
ПРИЛОЖЕНИЯ
ПРИЛОЖЕНИЕ 1
ВНУТРЕННЯЯ ЭНЕРГИЯ ГАЗОВ U, МДЖ/КМОЛЬ
Т а б л и ц а П1.1
Температура
2 агм
С02
н2о
СО
н2
0
0
0
0
0
0
2,015
2,123
2,072
2,981
2,541
2,085
2,064
200
4,195
4,325
4,162
6,347
5,162
4,199
4,153
300
6,364
6,628
6,293
10,031
7,879
6,360
6,242
400
8,591
9,027
8,474
13,975
10,710
8,591
8,348
500
10,890
11,509
10,726
18,129
13,657
10,790
10,467
600
13,255
14,068
13,038
22,462
16,726
13,268
12,602
700
15,684
16,684
15,420
26,950
19,933
15,705
14,767
800
18,171
19,347
17,857
31,560
23,262
18,204
16,965
900
20,708
22,060
20,348
36,270
26,724
20,754
19,201
1000
23,983
24,803
22,881
41,077
30,304
23,350
21,474
1100
25,899
27,578
25,456
45,971
34,001
25,983
23,793
1200
28,554
30,379
28,068
50,911
37,811
28,654
26,152
1300
31,238
33,241
30,714
55,894
41,721
31,346
28,562
1400
33,951
36,065
33,385
60,960
45,720
34,072
31,011
1500
36,689
38,950
36,086
66,086
49,823
36,514
33,498
1600
39,444
41,855
38,799
71,175
53,758
38,578
36,023
1700
42,203
44,799
41,537
76,325
58,238
42,370
38,575
1800
45,008
47,729
44,296
81,517
62,551
45,175
41,177
1900
47,813
50,702
47,059
86,708
66,947
47,981
43,794
Воздух
о2
0
0
100
/с
лт
°С
Окончание табл. П1.1
Температура
Воздух
о2
-1 * 2 атм
С02
н2о
СО
н2
2000
50,660
53,716
49,823
90,942
71,343
50,786
46,473
2100
53,507
56,731
52,628
97,175
75,865
53,633
49,153
2 200
56,354
59,787
55,433
102,541
80,386
56,480
51,879
2300
59,201
65,844
58,100
107,726
84,950
59,327
54,596
2400
62,090
65,942
61,085
113,002
89,597
62,174
57,359
2500
64,979
69,040
63,890
118,277
94,245
65,063
60,164
2600
67,912
72,158
66,747
123,539
98,956
67,912
63,008
2700
70,875
75,303
69,606
128,817
103,666
70,772
65,866
2800
73,836
78,456
72,478
134,092
108,374
73,640
68,740
°с
ПРИЛОЖЕНИЕ 2
КОЭФФИЦИЕНТЫ ЛИНЕЙНОГО УРАВНЕНИЯ ДЛЯ ВЫЧИСЛЕНИЯ
СРЕДНИХ МОЛЯРНЫХ ТЕПЛОЕМКОСТЕЙ ПРИ ПОСТОЯННОМ
ОБЪЕМЕ, К Д Ж Д К М О Л Ь К ) , ДЛЯ ИНТЕРВАЛОВ ТЕМПЕРАТУР
ОТ О ДО 1 500°С И ОТ 1 500 ДО 2800°С
Т а б л и ц а П2.1
1 5 0 0 . . . 2 8 0 0 °С
0 . . . 1 5 0 0 °С
Газ
кДж/
ЬГ Ю3,
кДж/
а»
ЬГ Ю3,
кДж/
(кмоль • К)
(кмоль • К )
(кмоль • К)
кДж/
(кмоль • К 2 )
Воздух
20,53
2,708
22,387
1,449
Кислород 0 2
20,90
4,071
23,723
1,550
Азот (атмосферный)
N2
20,42
2,348
21,951
1,457
Диоксид углерода С0 2
30,08
10,58
39,123
3,349
Водяной пар Н 2 0
24,83
5,275
26,670
4,438
Оксид углерода СО
20,54
2,681
22,49
1,430
Водород Н2
20,41
1,21
19,678
1,758
2
ФИЗИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НЕКОТОРЫХ
КОНСТРУКЦИОННЫХ МАТЕРИАЛОВ
Т а б л и ц а П3.1
Наименование
материала
Е, МПа
<7, МПа
ц
а
Сталь
(1,87... 2,16) • 105 (7,80... 8,34) 104 0,25...0,33
Чугун серый
(0,79... 1,47) • 105
0,23...0,27
10,4 • Ю-6
Чугун высокопрочный
(1,18... 1,57) • 105 (5,10... 6,88) • 104 0,24...0,3
12 • Ю-6
4,42 • 104
11 • Ю-6
Силумин
(0,67...0,69) • 105
доэвтектический
2,65 • 104
0,33
22 • 10"6
Силумин
(0,68...0,71) • 105
заэвтектический
2,65 • 104
0,33
17 • 10"6
0,30
18 • 10~6
(1,03... 1,18) • 105
Бронза безоловянная
—
ПРИЛОЖЕНИЕ 4
ПАРАМЕТРЫ МЕТРИЧЕСКИХ РЕЗЬБ
Т а б л и ц а П4.1
Обозначение резьбы
М10
М12
М14
М16
6 Шатров
Шаг
Наружный
диаметр, резьбы,
мм
мм
10
12
14
16
Площадь сечения
по внутреннему
диаметру F0, мм2
А„ м
А2, м
1,25
58,69
1,22 • Ю-3
1,14 • 10"3
1,00
62,43
1,20 • Ю-3
1,14-Ю"3
1,50
84,50
1,47 • Ю-3
1,28 • 10"3
1,25
88,98
1,43 • 10"3
1,28 • 10"3
1,50
120,23
1,69 • 10"3
1,43 • 10"3
1,00
130,99
1,72-Ю-3
1,43 • 10"3
1,50
155,00
1,91 • 10"3
1,66 - ю-3
1,00
174,70
1,86 • 10"3
1,66 • 10"3
161
МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА МАТЕРИАЛОВ
Т а б л и ц а П5.1
Марка
св, М П а
ст, М П а
с_„ М П а
с_ 1р , М П а
тт, М П а
х_т, М П а
р, к г / м 3
190... 250
220
150... 200
о1-Н
Сталь
45
600... 750
340
250... 340
310... 400
260
180... 220
500
300... 380
45Г2
700...900
410
65Г
820... 1000
400... 800
20Х
785
638
304... 373
—
—
38ХА
860
690
380
—
—
40Х
730... 1050
650... 900
320... 480
240... 340
40ХН
1000... 1450
800... 1300
460... 600
340... 420
38ХМЮА
981
834
412... 540
40ХНМА
1000... 1700
850... 1600
500... 700
50ХФА
1 150... 1400
900... 1200
550...630
12ХНЗА
950... 1400
700... 1 100
420... 640
18Х2Н4ВА
1 150... 1400
850... 1200
540... 620
—
210
—
—
—
390
—
167... 226
—
210... 260
240
—
700
270... 380
700... 800
300... 400
300
400
220... 300
380
550
300... 340
—
—
•
Сч
•
•
чо
г-
Чугун
СЧ 15-32
СЧ 24-44
150
240
—
—
70
120
СЧ 32-52
320
ВЧ 40-1,0
392... 491
294
147... 167
ВЧ 50-1,5
490...638
373
226...265
ВЧ 60-2
590... 736
412
167... 226
—
140
—
—
50
о
•
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
100
110
194
гч
СЧ
•
•
чо
w
167...206
147... 157
Механические свойства сталей и чугунов ориентировочно определяются по известному значению предела прочности оа.
Для сталей:
ат = (0,75...0,85)ав;
а_1р= (0,7...0,9)ст_,;
хт = (0,34... 0,36)ств;
Для чугунов:
os
U)
а_, = (0,4...0,5)ав;
ат = (0,75...0,85)ав;
т_| = (0,5... 0,65)ст_,.
ст_, = 0,45ав;
а_1р = (0,6...0,7)а_,;
хт = (0,2...0,6)ав; т_, = (0,75...0,80)а_,.
РАСЧЕТ ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ С УЧЕТОМ
ПЕРЕМЕННЫХ НАГРУЗОК
Исходные данные
Характеристики материала и конфигурации детали:
Ка
о . , ,
х _ , ,
о _
1
р
,
х _ , ,
а
а
,
а
т
,
Кт
,
параметры нагрузочного цикла: сттах, ami/l, ттах, xmi„.
Порядок расчета
Расчет амплитудного и среднего напряжений цикла:
_
^тах ^min . _ ^шах ^min .
~
2
' т
2
'
vТ
v
Т in. . _
_ Тvmax —vm
max '4-Х
min
2
' ""
2
~
Выбор зоны диаграммы усталостной прочности, в которой расположен
цикл:
А=°а
-а о а т . A=Ja_
cjT-a_! '
~ахТт
xm'
т т -х_,
При Л > В запас прочности рассчитывается по формулам
^о
f
А
п
, „ а
^а^о
* Щ Л' ъг
cm
с'с" а
тх
т
При А < В запас прочности рассчитывается по формулам
П=
су
' П=
х
Ля
Лт а т
—
—
^
х
.
+ь х .
е'ос
ср'о"
Р" О «
хх
При сложном напряженном состоянии, когда в детали одновременно
действуют нормальные и касательные напряжения, определяется суммарный запас прочности:
П
СПХ
«1 = 2 2
>Я +"х '
КОЭФФИЦИЕНТЫ ПРИВЕДЕНИЯ АСИММЕТРИЧНОГО ЦИКЛА
К РАВНООПАСНОМУ СИММЕТРИЧНОМУ ЦИКЛУ ДЛЯ СТАЛЕЙ
Т а б л и ц а П7.1
П р и с р е д н и х н а п р я ж е н и я х цикла a f l , М П а
Коэффициенты
Менее
550
550... 750
750... 1 0 0 0
1000... 1200
1200... 1400
1400...1600
<Ха
0
0,05
од
0,2
0,25
0,3
ат
0
0
0,05
0,1
0,15
0,2
ПРИЛОЖЕНИЕ 8
КЛАССЫ ВЯЗКОСТИ И НОМЕНКЛАТУРА ГРУПП МОТОРНЫХ МАСЕЛ
ПО НАЗНАЧЕНИЮ И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫМ СВОЙСТВАМ
Т а б л и ц а П8.1
К л а с с ы вязкости м о т о р н ы х
масел п о Г О С Т 17479 — 85
Н о м е н к л а т у р а групп масел
6, 4з/6
М-4з/6-В,
8, Зз/8, 4з/8
М-8-В, М-8-В!, М-8-В2, М-8-Г2, М-8-Г2(и),
М-8-Г2(к), М-8-Г2(ки), М-8-Д(м)
10, 4з/10, 5з/10, 6з/10
М-бз/10-В, М-10-В2, М-53/10-Г!, М-10-Г2,
М-10-Г2(и), М-10-Г2(к), М-10-Д(м)
12, 5з/12
М-бз
14, 5з/14, 6з/14
М-14-В2, М-6з/14-Г, М-14-Г2(к)
16, 6з/16
м-16-г2(к)
МАСЛЯНАЯ СИСТЕМА ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Рис. П9.1. Масляная система двигателя внутреннего сгорания:
а — с м о к р ы м картером; б — с с у х и м к а р т е р о м
ЗАВИСИМОСТЬ ОТНОСИТЕЛЬНОГО ЭКСЦЕНТРИСИТЕТА ОТ КОЭФФИЦИЕНТА НАГРУЖЕННОСТИ
//</=0,1
0,8
н-
Р и с . IT10.L З а в и с и м о с т ь о т н о с и т е л ь н о г о 'эксттентписитетя
0,84
0,88
0,92
0,96
ОТ КП
' э'НчгЬитШРНТЯ ИЯГПУ^РННПГТМ ттпы пячпмиииу QUQijfUMCTV
АНАЛОГИ ВЯЗКОСТИ МОТОРНЫХ МАСЕЛ
ПО ГОСТ 17479.1 - 8 5 И SAE
Т а б л и ц а П11.1
ГОСТ
SAE
гост
SAE
Зз
5W
Зз/8
5W/20
4з
10W
4з/6
10W/20
5з
15W
4з/8
10W/20
6з
20W
4з/10
10W/30
6
20
5з/10
15W/30
8
20
5з/12
15W/30
10
30
бз/10
20W/30
12
30
6з/12
20W/30
14
40
63/14
20W/40
16
40
6з/16
20W/40
20
50
—
—
Основные геометрические соотношения в зубчатых передачах
для расчета масляных насосов
По условию зацепления касательные скорости ведущего и ведомого колес равны, т.е. vx = и2:
1
1
dw 1 ял,
2 30'
2
w2 2
dw2 кгц
2 30
со, л, dwl z2
co2 щ dwl Zl
где ю„ oo2 — скорости вращения соответственно ведущего и ведомого колес.
Шаги зубьев: г,
Z\
t2
z2
Диаметры начальных окружностей: dwl = —z{', dw2 = —
тс
Модули зацепления:
= —; щ =—;
я
к
Диаметры начальных окружностей:
=—.
к
dwX = /я,*,; dw2 = iti2z2 (или mx
Высота головки зуба h' = m.
168
Я
;^ = —).
Высота ножки зуба h" = 1,25/W.
Высота зуба h = h' + h" = т+ 1,25 т = 2,25 т.
Диаметры окружностей выступов:
+ 2m, = m, + 2);
</a2 = dw2 + 2A' = tYi^Zi + 2W2 =^(^2+ 2).
d
a\ = dw\ + 2А' =
Диаметры окружностей впадин:
d/i = dw[ - 2h" =
- 2,5/WJ = /«! (^ - 2,5);
^/2 =
- 2,5m2 =1712(12 ~ 2,5).
~ 2Л" =
Модуль зацепления можно определить, зная диаметр окружности выступов:
тх =—fr; ™г =—7г.
Zi +2
г2+2
Теоретически толщина зуба 5 и ширина впадины
ности равны между собой:
по начальной окруж-
s = sBв =- = ^- = 1,57 т.
2
2
Межосевое (межцентровое) расстояние определяется по следующим формулам:
• для наружного зацепления
Z\m z2m
zx+z2
• для внутреннего зацепления
a
r
r
_ z2m
w~ w2 w\ — 2
z{m _
2 ~~m 2
ПРИЛОЖЕНИЕ 12
ЗАВИСИМОСТЬ КОЭФФИЦИЕНТА p ОТ ЭКСЦЕНТРИСИТЕТА
Рис. П12.1. Зависимость коэффициента р от эксцентриситета
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9 X
ЗАВИСИМОСТЬ ДИНАМИЧЕСКОЙ ВЯЗКОСТИ МОТОРНЫХ МАСЕЛ
ОТ ТЕМПЕРАТУРЫ
ц, М П а С
810"8
710"8
610"8
5-Ю"8
4-10" 8
3-Ю" 8
2-Ю-8
МО"8
50
60
70
80
90
100
t, °С
Рис. П13.1. Зависимости динамической вязкости различных видов моторных масел от температуры
ЗАВИСИМОСТЬ КОЭФФИЦИЕНТА СОПРОТИВЛЕНИЯ ШИПА
ВРАЩЕНИЮ ОТ ЭКСЦЕНТРИСИТЕТА
И
10
9
8
7
6
5
4
3
Рис. П14.1. Зависимости коэффициента сопротивления шипа вращению от
эксцентриситета при различных значениях отношения l/d
ЗАВИСИМОСТЬ КОЭФФИЦИЕНТА РАСХОДА ЧЕРЕЗ НАГРУЖЕННУЮ
ЧАСТЬ ПОДШИПНИКА ОТ ЭКСЦЕНТРИСИТЕТА
Рис. П15.1. Зависимость коэффициента расхода через нагруженную часть
подшипника от эксцентриситета при различных значениях отношения l/d
ЖИДКОСТНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
4С
"
I
.
I
V
•
I
J *
I
П"
j '
I
» '
I
г
Рис. П16.1. Жидкостная система охлаждения двигателя внутреннего сгорания:
а — дизель; б — двигатель с и с к р о в ы м з а ж и г а н и е м
ЗАВИСИМОСТЬ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ И ПОНИЖЕНИЯ
ДАВЛЕНИЯ В РАДИАТОРАХ ОТ МАССОВОЙ СКОРОСТИ ВОЗДУХА
Рис. П17.1. Зависимости коэффициента теплопередачи и понижения давления в радиаторах от массовой скорости воздуха:
1 — ш а х м а т н о е р а с п о л о ж е н и е т р у б о к п о д углом к в о з д у ш н о м у потоку; 2 — ш а х м а т н о е
р а с п о л о ж е н и е трубок; 3 — р я д н о е р а с п о л о ж е н и е трубок; 4 — т р у б ч а т о - л е н т о ч н ы е р а диаторы
ПРИЛОЖЕНИЕ 18
ТЕПЛОФИЗИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ СИСТЕМЫ
ОХЛАЖДЕНИЯ
Т а б л и ц а П18.1
Вид охлаждающей жидкости
Параметр
Воздух
Вода
Тосол
Плотность р, кг/м3
1,08
963
1080
Теплоемкость ср9 кДж/(м2 • К)
1,006
4,22
3,55
expert22 д л я
http://rutracker.org
Окончание табл. П18.1
Вид охлаждающей жидкости
Параметр
Воздух
Вода
Тосол
Коэффициент теплопроводности А,, Вт/(м • К)
0,03
0,68
0,40
Коэффициент кинематической
вязкости V, м 2 /с
0,19 • Ю-4
0,29 • Ю-6
1,0 • ю-6
0,686
1,73
9,56
Критерий Прандля Рг
ПРИЛОЖЕНИЕ 19
ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА ДВИГАТЕЛЯ С ИСКРОВЫМ
ЗАЖИГАНИЕМ
Исходные данные для теплового расчета
Основные исходные конструктивные и регулировочные параметры проектируемого двигателя, необходимые для проведения теплового расчета,
а также его показатели, которые должны быть реализованы, приведены в
табл. П19.1.
Т а б л и ц а П19.1
Т и п двигателя
Двигатель с и с к р о в ы м з а ж и г а н и е м
Тип топливной системы
Распределенное впрыскивание
во впускной трубопровод
Тип системы охлаждения
Жидкостная
Номинальная мощность, кВт
90
Номинальная частота вращения п,
мин-1
6000
Степень сжатия 8
9,0
Коэффициент избытка воздуха а
0,90
Число цилиндров
4
Число клапанов на цилиндр
4
Тип камеры сгорания
Шатровая
Расчет характеристик рабочего тела
1. Исходные данные для расчета характеристик рабочего тела приведены
в табл. П19.2.
Т а б л и ц а П19.2
Элементный
состав
Вид
топлива
Бензин
Sc
8н
0,855
0,145
Молярная
м а с с а ц,
кг/кмоль
к = мН2/мС0
Теплота
с г о р а н и я Ни,
МДж/кг
110
0,50
44,0
Для а < 1
2. Определение количества свежей смеси.
Количество воздуха, теоретически необходимого для полного сгорания
топлива, рассчитывается на основании сведений о массовом составе топлива:
1 (8
—0,855+8 0,145 = 14,956;
г
0,2313
/
Sc | Su Sor
0,21V 12
4
32 /
12
, Ян £отЛ
32 /
/
1 г 0,855 0,145
0,21\
12
+
4
1 = 0,512 кмоль/кг.
Количество свежей смеси
1
1
Ml=aL0+— = 0,90 0,512+
= 0,4699 кмоль/кг.
\iT
110
3. Определение состава и количества продуктов сгорания.
Расчет проводится в киломсшях на 1 кг топлива:
М с о = 0,42^—^4 = 0 , 4 2 ^ - ^ 0 , 5 1 2 = 0,0143 кмоль/кг;
1+ ^
1 + 0,50
__Sc М = 0,855 0,01434 = 0,05691 кмоль/кг;
М
со-2= 12
со
12
МН=КМС0=
0,50 0,01434 = 0,00717 кмоль/кг;
МС02- =
яж
М
0,855
со = 12
12 """""
MH20=f-MHi=
0,145
2
0,01434 = 0,05691 кмоль/кг;
0,00717 = 0,0653 кмоль/кг;
=0,790^ =0,79 0,90 0,512 = 0,364 кмоль/кг.
Суммарное количество продуктов сгорания в киломолях на 1 кг топлива
м2 = Мсс>2 + Мсо + MHi0 + MHl +
= 0,05691 +
+0,01434+0,0653+0,00717+0,364 = 0,5077 кмоль/кг.
4. Определение молярных (или объемных) долей компонентов продуктов сгорания:
МС0 _ 0,01434
со мw2
0,5077
м2
0,0653
Гн, н о = ^ = = ^ = 0,1286;
°
М2 0,5077
МН2_ 0,00717
ги = —
'
=0,01412.
0,5077
м2
г
0,5077
=^=0364_
М2
0,5077
Проверка:
= 15. Определение теоретического коэффициента молярного изменения:
^=О5077 =
М{
0,4699
Расчет процессов газообмена
1. Исходные данные для расчета процессов газообмена приведены в табл.
П19.3.
Т а б л и ц а П19.3
Параметры
Условия на впуске:
давление р0
температура Т0
газовая постоянная R
Параметры остаточных газов:
давление рг
температура Тг
Температура подогрева
заряда на впуске А Т
Суммарный фактор сопротивления впускного тракта
p2+S
Размерность
МПа
К
Дж/(кг • К)
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
0,10
—
298
287
МПа
К
( 1 , 0 5 . . . 1,25)/?о
0,12
9 0 0 . . . 1 100
1000
К
0...20
5
2,5...4,0
3,0
—
Окончание табл. П19.3
Параметры
Средняя за процесс впуска
скорость смеси в наименьшем сечении впускного
тракта (как правило,
в клапане), v
Размерность
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
м/с
5 0 . . . 100
80
1,00... 1,03
1,01
1,00... 1,06
1,03
Отношение теплоемкости
остаточных газов к теплоемкости свежего заряда,
Ф = С'р/Ср
Коэффициент дозарядки ср.
—
2. Определение параметров на впуске.
Плотность заряда на впуске
ко
RT0
287-298
3. Определение давления рабочего тела в конце такта впуска.
Гидравлические потери во впускном трубопроводе
2
Ара = (р +
„2
ОЛ2
ро 10" = 3 — • 1,169 • 10"6 = 0,0112 МПа.
6
Давление рабочего тела в конце такта впуска
Ра=Ро-АРа = 0,10 - 0,0112 = 0,0888 « 0,089 МПа.
Характерные значенияра находятся в пределах 0,080...0,095.
4. Определение коэффициента остаточных газов:
'
Т0 + АТ
рг
Тг
гра-рг
_ 298+5
0,12
=QQ531
1000 9 0,089-0,12 '
Характерные значения у находятся в пределах 0,04...0,06.
5. Определение температуры заряда в конце такта впуска:
_Т0 + АТ + щцуТг = 298+5 +1,01 • 1,03 • 0,0534 •:1000 =
1 + 7Ф,
1+0,0534 1,03
Характерные значения Та находятся в пределах 310...340 К.
6. Определение коэффициента наполнения.
Коэффициент наполнения г^ рассчитывается по заданным значениям
/>о, TQi 6, AT, ЕР, И ПО ранее рассчитанным значениямра9 Та9 у:
Т
„TL = тф,Р ° е
»
= 1,03
р0 е - 1 Гв(1 + ф,у)
0,1
9
298
= 0,857.
9 - 1 340 (1 + 1,03 0,0534)
Характерные значения г^ находятся в пределах 0,80...0,90.
Расчет процесса сжатия
1. Выбор показателя политропы сжатия пх (табл. П19.4).
Т а б л и ц а П19.4
Размерность
Параметры
Показатель политропы сжатия пх
—
Диапазон допустимых значений
Выбранное
числовое значение
1,34... 1,38
1,36*
* Выбор числового значения щ в данном случае обусловлен противоположным
влиянием двух основных факторов: высокой частоты вращения двигателя и относительно высокой степенью его сжатия.
2. Определение параметров рабочего тела в конце цикла сжатия:
Pc=ViPa** =1,03 0,089 9136 =1,82 МПа;
Тс = Тагщ~х = 340 -90'36 = 750^ = 477 °С.
Характерные для ДиСЗ значениярс находятся в пределах 1,40... 2,60 МПа,
а Г с - в пределах 650... 850 К.
Расчет процесса сгорания
1. Исходные данные для расчета процесса сгорания приведены в табл.
П19.5.
Т а б л и ц а П19.5
Параметры
Низшая теплота
сгорания топлива Ни
Коэффициент выделения теплоты на участке
видимого сгорания ^
Размерность
МДж/кг
— •
Диапазон допустимых значений
—
0,85...0,92
Выбранное
числовое значение
44
0,85*
* Выбор числового значения в данном случае обусловлен противоположным
влиянием с одной стороны частоты вращения п и степени сжатия е, а с другой
стороны — влиянием состава смеси а.
2. Определение потерь теплоты от неполноты сгорания (в расчете на 1 кг
топлива):
АНи = 114(1 - а)Ц = 114 • (1 - 0,9) • 0,512 = 5,837 « 5,84 МДж/кг.
3. Определение теплоты сгорания рабочей смеси:
см
=
Н и -АН и =
44-5,84
= ??
Мх (1 + у) 0,4699 (1 + 0,0534)
МДж/кмоль
7
4. Определение действительного значения коэффициента молярного изменения рабочей смеси:
1,08+0,0534
1+Y
1 + 0,0534
=
р
5. Определение максимальной температуры цикла сгорания.
Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания в ДсИЗ, приведенное к рабочему виду:
U
+ 7 U"
1+ у
где Uc — внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре Тс\
U"— внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Тс\ U"— внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания
при температуре Тг.
Размерность величин Uc, U"9 U", Нш — МДж/кмоль.
Определение максимальной температуры цикла Tz сводится к решению
уравнения (1). Для применения аналитического метода решения необходимо найти числовые значения Uc, U", U".
Используем линейные аналитические зависимости средних молярных
теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сгорания от
температуры t, которые имеют следующий вид, кДжДкмоль • К):
Ixcoi = а( + bf.
Значения коэффициентов at и
для различных газов приведены в
прил. 2 для двух различных интервалов температур. Интервал температур
от 0 до 1500 °С используется для вычисления Uc и U" а интервал от 1500 до
2 800 °С — для вычисления U".
В аналогичном виде представим среднюю молярную теплоемкость смеси
продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов, кДжДкмоль • К),
I\cv = A + Bt.
Здесь
t-tc или t = tz;
(2)
Л = Х (а,Г) = °со, 1о2 + «H^'HjO
r
+ асогсо + Ощ гщ;
i) - bC02rC02 +^H20,H20+AM2,N2 +^COACO+^н2,н2-
(3)
(4)
Сначала вычисляем левую часть уравнения (1), обозначив ее FXi
МДж/кмоль:
к г,
ue+yu:_F
1+у
для чего предварительно определим значение внутренней энергии воздуха
при температуре tci использовав значения коэффициентов а и b из прил. 2
для диапазона температур 0... 1500 °С:
Uc = (a + btc)tc = (20,53 + 2,705 • 10"3- 477) • 477 • 10'3 = 10,4 МДж/кмоль.
Для определения внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc найдем коэффициенты А и В из уравнения (2) по выражениям (3) и
(4) с использованием значений коэффициентов а и b из прил. 2 также в
диапазоне температур 0... 1500 °С:
А = 30,08 • 0,1121 + 24,83 • 0,1286 + 20,42 • 0,717 + 20,54 • 0,02825 +
+ 20,41 • 0,01412 = 22,074 кДжДкмоль • К)
В = (10,58 • 0,1121 + 5,275 • 0,1286 + 2,348 • 0,717 + 2,681 • 0,02825 +
+ 1,21 • 0,01412) • 10"3 = 3,641 • 10"3 кДжДкмоль • К2).
Теперь найдем значение внутренней энергии продуктов сгорания при
температуре tc:
U';= (А + Btc)tc = (22,074 + 3,641 • 10"3- 477) • 477 • 10"3 =
= 11,358 МДж/кмоль,
после чего вычислим значение Fx по формуле:
Z7 t гг
Ue + yU;
10,4+0,0534 11,358
,
с
F1 = £_#см
= 75,975 МДж/кмоль.
см+——-— - = 0,85 • 77,09+—
1+Y
1+0,0534
Обозначим FJ\х = Щ = D = 75,975/1,076 = 70,608 МДж/кмоль.
Выражение для определения внутренней энергии продуктов сгорания
при температуре tz имеет вид
Uz" = (А + BQtv
С учетом введенного обозначения U" уравнение (5) будет иметь вид
Btz2 + Atz- D = 0,
откуда значение температуры
tz =
-A + jA2+4BD
(5)
Значения коэффициентов А и Вт уравнения (6) находим по выражениям (3) и (4) с использованием значений коэффициентов аиЬиз прил. 2, но
уже в диапазоне температур 1500... 2 800 °С:
А = 39,123 • 0,1121 + 26,670 • 0,1286 + 21,951 • 0,717 + 22,49 • 0,02825 +
+ 19,678 • 0,01412 = 24,468 кДжДкмоль • К);
В = (3,349 • 0,1121 + 4,438 • 0,1286 + 1,457 • 0,717 + 1,43 • 0,02825 +
+ 1,758 • 0,01412) • 10"3 = 2,056 • 10"3 кДжДкмоль • К2);
-А + у!А2 + 4ВР
*z~
2В
-24,468 + У24,4682 + 4 • 2,056 • 1Q-3 • 70,608 • 103 _
,
,
= 2 401 °С = 2 674 К.
2-2,056 10"3
Таким образом, Тг = 2674 К.
Характерные значения Тг находятся в пределах 2600...2900 К.
6. Определение максимального давления рабочего цикла.
Степень повышения давления в цикле определяется по формуле
X = £± = IlIL = 1 076 • ^ ^ = 3 , 8 3 6 .
рс Тс
750
Характерные значения X находятся в пределах 3,20...4,20.
Тогда максимальное давление
pz = Хрс = 3,836 • 1,82 = 6,98 МПа.
Характерные значениярг находятся в пределах 5... 8 МПа.
Действительное значение максимального давления pZJX, необходимое для
выполнения динамических и прочностных расчетов, определяем с учетом
увеличения объема над поршнем к моменту достижения максимума давления:
р.л = 0,85р. = 0,85 • 6,98 = 5,933 МПа.
Расчет процесса расширения
При расчете процесса расширения для ДсИЗ считают, что этот процесс
протекает в течение всего хода поршня от ВМТ к НМТ. Сам процесс расширения условно считается политропным с постоянным показателем политропы п2.
1. Выбор показателя политропы расширения п2 (табл. П19.6).
Размерность
Параметр
Показатель политропы
расширения п2
—
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
1,22... 1,30
1,24*
* Выбор числового значения п2 в данном случае обусловлен однонаправленным
влиянием двух основных факторов: высокой частоты вращения двигателя и относительно высокой степенью сжатия. Эти факторы способствуют затягиванию
процесса сгорания и, следовательно, определяют меньшие значения п2.
2. Определение параметров рабочего тела в конце цикла расширения:
^ = | г = | ? = 0 ' 4 5 7 7 ~ 0 ' 4 5 8 МПа;
Характерные значениярь находятся в пределах 0,35...0,50 МПа, а характерные значения Ть — в пределах 1200... 1600 К.
3. Проверка правильности выбора параметров остаточных газов.
Проверку правильности выбора значений давления рг и температуры Тг
остаточных газов выполняем по формуле
iiZL = 1017 к.
з 0,448
Отклонение расчетного значения температуры остаточных газов Т* от
ее заданного значения Tr = 1000 К составляет 1,7 %, т.е. находится в допустимых пределах (3... 4 %).
Определение индикаторных показателей двигателя
1. Выбор исходных параметров (табл. П19.7).
Т а б л и ц а П19.7
Параметр
Коэффициент полноты
индикаторной диаграммы <рп д
Размерность
—
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
0,94...0,97
0,95*
* Выбор данного числового значения обусловлен высоким скоростным режимом двигателя.
2. Определение расчетного и действительного средних индикаторных
давлений.
Определение расчетом давлений в характерных точках рабочего цикла
позволяет построить расчетную индикаторную диаграмму за два хода поршня (сжатия и расширения). Такая диаграмма включает в себя условные политропные процессы сжатия и расширения, изохорный процесс подвода
теплоты, а также изохорный процесс отвода теплоты.
Определяем расчетное среднее индикаторное давление:
г
«2-1 \
1,82 3,836 /
1
1- 91,24-1
Р,НС
£-1
9 - 1 1,24-1 \
/
1
1
'i-
е"2-1 / "1
д-1 V
1
-1
1 г
1 \
1- 91,36-1 = 1,145 МПа.
1,36-1 \
/
Соответствующее уменьшение действительного среднего индикаторного
давления р{ по сравнению с расчетным значением piHC учитывается с помощью коэффициента полноты индикаторной диаграммы срп д. В соответствии
с выбранным значением фп д = 0,95 получим:
Pi = р,фп д = 1,145 • 0,95 = 1,087 МПа.
Характерные для ДсИЗ без наддува значенияpt = 0,9... 1,2 МПа.
3. Определение индикаторного КПД и удельного индикаторного расхода
топлива.
Для определения индикаторного КПД используется уравнение связи
между средним индикаторным давлением р ( и основными параметрами рабочего процесса (уравнение Б. С. Стечкина):
Ни Л/
Pi =-Г—
/ а
0
Здесь Ни — МДж/кг; /0 — кг/кг; pt — МПа, р0 — кг/м3.
Тогда индикаторный КПД
=
Pial0 = 1,087-0,9-14,956 = Q 3 3 2
Hup0r\v 44-1,169-0,857
'
Удельный индикаторный расход топлива
3 600
3 600
2 4 6 г7/ _
к В т чч
gi = Н
"77—
=44-0,332
-ТГТГЧ^ =
/( ' >'
их\,
Характерные для ДсИЗ значения г|, = 0,28... 0,38; & = 215... 290 г/(кВт • ч).
Определение механических (внутренних) потерь
и эффективных показателей двигателя
1. Выбор исходных параметров.
Предварительному выбору подлежат значения коэффициентов а и b
эмпирической формулы для определения среднего давления механических
потерь рм п и значение средней скорости поршня сп (табл. П19.8).
Параметры
Размерность
Диапазон
допустимых
значений
Средняя скорость
поршня сп
м/с
10... 15
15*
а
МПа
-0,070
—
Ъ
МПа • с/м
0,025
—
Выбранное
числовое
значение
* Выбор данного значения обусловлен высоким скоростным режимом двигателя.
2. Определение среднего давления механических потерь.
Среднее давление механических потерь рм п условно считается линейной
функцией средней скорости поршня с„ в диапазоне частот вращения, близком к номинальному. Тогда, приняв сп = 15, получим
рмп = а + Ьсп = -0,070 + 0,025 • 15 = 0,305 МПа.
3. Определение среднего эффективного давления и механического КПД.
Среднее эффективное давление ре определяется по среднему индикаторному давлению pf и среднему давлению потерь рм п:
Ре = P i - P M n = 1.087 - 0,305 = 0,782 МПа.
Характерные для ДсИЗ без наддува значенияре = 0,75... 1,05 МПа.
Механический КПД найдем по формуле
,м
р(
1,087
Характерные для ДсИЗ без наддува значения
= 0,70...0,90.
4. Определение эффективного КПД и удельного эффективного расхода
топлива.
Эффективный КПД це определяется по значениям индикаторного КПД
г|, и механического КПД т)м:
т\е — Л/Лм = 0,332 • 0,719 = 0,2387 ~ 0,239.
Удельный эффективный расход топлива
2
246
ge= — = = 342 гДкВт• ч).
' Лм 0,719
Характерные для ДсИЗ без наддува значения находятся в следующих
пределах: г\е = 0,23...0,28;g e = 290...345 г/(кВт ч).
Часовой расход топлива
^т = ^ном-Ю- 3 = КГ/ч.
Определение размеров цилиндра
Размеры цилиндра определяются исходя из заданной эффективной
мощности Ne, заданного скоростного режима лном и рассчитанного значения среднего эффективного давления ре.
1. Выбор исходных параметров.
Предварительному выбору подлежит коэффициент короткоходности
двигателя К= S/D (табл. П19.9).
Т а б л и ц а П19.9
Размерность
Параметр
Коэффициент короткоходности двигателя К = S/D
—
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
0,80... 1,05
0,84*
* Выбор данного значения обусловлен высокой частотой вращения двигателя
в целях некоторого ограничения средней скорости поршня.
2. Определение рабочего объема двигателя.
Используем известное выражение для определения эффективной мощности, кВт:
е
30т
где ре — МПа; iVh — л; я — мин 1 ; Ne — кВт; т — коэффициент такгности
(для четырехтактных двигателей т = 4).
Откуда
IV
30x7VgHOM
Р Л ш
=
30-4-90
9
—-—— = 2,3 U2 л.
0,782-6000
Рабочий объем одного цилиндра
К=Ш=Ш:=0,5755
л.
3. Определение размеров цилиндра.
Диаметр цилиндра
D = lOOfP^- = 100з 4 0 , 5 7 5 5 = 95,56 мм.
\кК
\3,14 0,84
»
Ход поршня
S= DK= 96 • 0,84 = 80,6 мм.
Полученный ход поршня округляется до ближайшего целого четного
значения S = 80 мм.
4. Определение средней скорости поршня.
Действительное значение средней скорости поршня сп определяется по
значению хода поршня S (выраженному в метрах) и заданному скоростному
режиму:
Sn 80 10~3-6 ООО , , ,
сп = — =
= 16 м/с.
7
"30
30
Расхождение полученной скорости поршня с ранее принятым значением не превышает 10%, следовательно, пересчета механических потерь не
требуется.
5. Уточнение рабочего объема двигателя и его поминальной мощности.
Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности выполняется после определения размеров цилиндра и округления хода поршня S и диаметра D до стандартных значений:
2
KD2
3 914-96
У
iVЛh=i—S = 4
-80-Ю"6 =2,315 л.
4
4
ffimoM
=
30т
= в>782-2,315-6000 „од $ к В т .
120
6. Определение эффективного крутящего момента и литровой мощности двигателя.
Эффективный крутящий момент определяется по значениям уточненной
номинальной эффективной мощности Ne ном и номинальной частоты вращения я.*ном*
9550^ н о м = 9550-90,5 = 1 4 4
п
6 000
Н м
Литровая мощность двигателя
N
90 5
^ л = - ^ =^
= 39,1 кВт/л.
iVh 2,315
Характерные для ДсИЗ без наддува значения лежат в пределах Nn = 35
55 кВт/л.
Итоговая таблица основных показателей
и параметров двигателя
N
п
iK,
А
8
Ре,
S/D
8е>
мм
кВт/л МПа г/(кВт • ч)
мм
МИН"
кВт
0,782
342
96 0,84
80
6000 2,315 9,0
39,1
90,5
По результатам теплового расчета строим индикаторную диаграмму
(рис. П19.1).
1
л
Ох 02
1 0
2 0
3 0
4 0
5 0
6 0
7 0
8 0
S
Рис. П19.9. Индикаторная диаграмма проектируемого двигателя с искровым зажиганием
ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА ДИЗЕЛЯ БЕЗ НАДДУВА
ДЛЯ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ
Исходные данные для теплового расчета
Основные исходные конструктивные и регулировочные параметры проектируемого двигателя, необходимые для проведения теплового расчета, а также его показатели, которые следует реализовать, приведены в табл. П20.1.
Т а б л и ц а П20.1
Тип двигателя
Дизель легкового автомобиля
(без наддува)
Тип топливной системы
Аккумуляторная с электронным
управлением форсунками
Тип смесеобразования
Объемное
Тип системы охлаждения
Жидкостная
Номинальная мощность, кВт
110
Номинальная частота вращения п,
мин-1
3 800
Степень сжатия г
19,5
Коэффициент избытка воздуха а
1,45
Число цилиндров
V6
Число клапанов на цилиндр
4
Расчет характеристик рабочего тела
1. Исходные данные для расчета характеристик рабочего тела приведены
в табл. П20.2.
Т а б л и ц а П20.2
Вид топлива
Элементный
состав
gc
Дизельное топливо
летнее JI
0,872
0,128
Молярная
масса ц,
кг/кмоль
Теплота
сгорания Ни,
МДж/кг
230
42,6
2. Определение количества свежей смеси.
Количество воздуха, теоретически необходимого для полного сгорания топлива, рассчитывается на основании сведений о массовом составе топлива:
/п =
Л
1 /о
- 0,872+8 0,128 =14,56;
/
V3
1 /
0,23 \
/
1 (gc , 8н goT
А> =0,211 12
4
32 у 0,21\
0,872 +—
0,128
—
= 0,498 кмоль/кг.
12
^
/
Количество свежей смеси
МХ = ALQ = 1,45 • 0,498 = 0,723 кмоль/кг.
3. Определение состава и количества продуктов сгорания.
Расчет выполняется в киломолях на 1 кг топлива:
М со
M 1Z22 =0,0727 кмоль/кг;
с о 2 = J?c
12 =
МС02 = — = ^li^i = 0,0640 кмоль/кг;
MN2 = 0,79а/^ =0,79 1,45 0,498 = 0,570 кмоль/кг;
М02 = 0,21(а- IJZq = 0,21 • (1,45-1)• 0,498 = 0,047 кмоль/кг.
Суммарное количество продуктов сгорания в киломолях на 1 кг топлива
М2 = МС 02 + МН2О +
+ М02 =
= 0,0727 + 0,064+0,57+0,0470 = 0,7537 кмоль/кг.
4. Определение молярных (или объемных) долей компонентов продуктов сгорания:
ссь = М^
= ^=0,097;
0,7537
мщ _ 0,570
= 0,756;
'N 2 =
М2 0,7537
2
^Н20= ^ о = т = 0,085;
М
0,7537
2
Го. =
М02 _ 0,047
= 0,062.
М2 0,7537
Проверка: J/-, = 1.
5. Определение теоретического коэффициента молярного изменения:
М2 _ 0,7537
М, ~ 0,723
Расчет процессов газообмена
1. Исходные данные для расчета процессов газообмена приведены в табл.
П20.3.
Т а б л и ц а П20.3
Размерность
Параметры
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
Условия на впуске:
давление р0
температура Т0
газовая постоянная R
МПа
К
ДжДкгК)
Параметры остаточных
газов:
давление рг
температура Тг
МПа
К
(1,05...1,25)/>0
700... 900
0,12
850
К
15...40
t 15
2,5...3,5
2,8
50... 80
80
1,00... 1,02
. 1,01
1,00... 1,06
1,03
Температура подогрева
заряда на впуске AT
Суммарный фактор сопротивления впускного тракта
Средняя за процесс впуска
скорость смеси в наименьшем сечении впускного
тракта (как правило, в
клапане), v
—
м/с
Отношение теплоемкости
остаточных газов к теплоемкости свежего заряда
<Р = с'р/Ср
Коэффициент дозарядки <pj
—
—
2. Определение параметров на впуске.
Плотность заряда на впуске
ркоп
р0
О,МО6
RT0
287-298
,з
1<Q
=t 1,169
кг/м3.
3. Определение давления рабочего тела в конце такта впуска.
Гидравлические потери во впускном трубопроводе
0,10
298
287
Давление рабочего тела в конце такта впуска
ра=р0-Ара = 0,10 - 0,0105 = 0,0895 МПа.
4. Определение коэффициента остаточных газов:
У
Т0 + АТ
pr
= 298+15
Тг
гра-рг
850
0,12
=QQ27
19,5 0,0895-0,12 '
5. Определение температуры заряда в конце такта впуска:
_ Tq + AT + щ д Т г = 298 +15 +1,01 - 1,03• 0,027• 850 = 3 2 ?
1 + 7Ф,
1 + 0,027 1,03
6. Определение коэффициента наполнения.
Коэффициент наполнения г|у рассчитывается по заданным значениям
7J), е, АТ, ф, и по рассчитанным значениямр а , 7^, у:
Рог-\Та(\
0,1 19,5-1 327 (1 + 1,03 0,027)
+ ухч)
= 0,862.
Расчет процесса сжатия
1. Выбор показателя политропы сжатия я, (табл. П20.4).
Т а б л и ц а П20.4
Размерность
Параметр
Показатель политропы сжатия щ
—
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
1,36... 1,39
1,36*
* Выбор числового значения я, здесь обусловлен противоположным влиянием двух основных факторов: высокой частоты вращения и относительно высокой
степени сжатия (причем считаем, что влияние второго фактора преобладает).
2. Определение параметров рабочего тела в конце процесса сжатия:
Рс=Ц\Рс£Пх =1,03-0,0895-19,5й6 = 5,24 МПа;
Тс = Таг"Н = 327 -19,50'36 = 953 К = 680 °С.
Расчет процесса сгорания
1. Исходные данные для расчета процесса сгорания приведены в табл.
П20.5.
Параметры
Размерность
Низшая теплота сгорания топлива Ни
МДж/кг
Коэффициент выделения теплоты
на участке видимого сгорания
Степень повышения давления при
сгорании X
—
—
Диапазон
возможных
значений
Выбранное
числовое
значение
42,6
0,70...0,85
0,75*
1 ^7 • • • 2^2
1,8**
* Выбор числового значения ^ в данном случае обусловлен влиянием относительно высокой частоты вращения п двигателя (т. е. сокращением времени,
отводимого на сгорание топлива) и повышенной степенью сжатия е (т. е. увеличением потерь теплоты в стенки при сгорании топлива).
** Выбор числового значения X в данном случае обусловлен влиянием организации процессов топливоподачи и смесеобразования, что обеспечивает сокращение периода задержки воспламенения и плавное нарастание давления при
сгорании топлива.
2. Определение теплоты сгорания рабочей смеси:
Нсм
—
= 57,37 МДж/кмоль.
см = — ^ — =
1 + у) 0,723 (1 + 0,027)
3. Определение действительного значения коэффициента молярного изменения рабочей смеси:
*
1043 + 0,027
1+Y
1 + 0,027
4. Определение максимальной температуры рабочего цикла.
Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания в ДсИЗ, приведенное к рабочему виду:
LHu
М,(1 + у)
^с + У U'с + 8 з 14Х, !Гс. 10-6 = \i(U"+ 8 3147^ • Ю-6),
(1)
1+у
где Uc — внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре Тс\
U" — внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Тс\ U" — внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания
при температуре Tz.
Размерность величин Uc, U"9 U" — МДж/кмоль, а размерность Ни —
МДж/кг.
Определение максимальной температуры цикла Tz сводится к решению
уравнения (1). Для применения аналитического метода решения необходимо найти числовые значения Uc9 U'c\ U".
7 Шатров
193
Используем линейные аналитические зависимости средних молярных
теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сгорания от
температуры t, которые имеют следующий вид, кДжДкмоль • К):
Ixcvi = at + bf.
Значения коэффициентов at и bt для различных газов приведены в прил. 2
для двух различных интервалов температур. Интервал температур от 0 до
1 500 °С используется для вычисления Uc и Щ, а интервал температур от
1500 до 2 800 °С — для вычисления U'v
В аналогичном виде представим среднюю молярную теплоемкость смеси
продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов, кДжДкмоль • К):
Iicv = А + Bt.
(2)
Здесь
t = tc или t = tz\
Л = £ ( а л ) = аС02гС02 +%2о>н2о
+ *н2'н2;
(3)
в=
+ Z>H2/H2 •
(4)
) •= *СО2>СО2 + ^О'н.О + £N2>N2 + b0ir0l
Сначала вычислим левую часть уравнения (4), обозначив ее FXi МДж/кмоль:
F
1
+
Мх( 1 + у)
u
c+yVc' + 8 3 l 4 X T
1+у
для чего предварительно определим значение внутренней энергии воздуха
при температуре tc, используя значения коэффициентов а и b из прил. 2 для
диапазона температур 0... 1500 °С:
Uc=
3
3
(а + btc)tc = (20,53 + 2,705 • 10" - 680) • 680 • 10" = 15,21 МДж/кмоль.
Для определения внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc необходимо найти коэффициенты AviBm
уравнения (2) по выражениям (3) и (4) с использованием значений коэффициентов a u b m прил. 2
также в диапазоне температур 0... 1500 °С:
А = 30,08 • 0,097 + 24,83 • 0,085 + 20,42 • 0,756 + 20,90 • 0,062 =
= 21,76 кДжДкмоль • К);
В = (10,58 • 0,097 + 5,275 • 0,085 + 2,348 • 0,756 + 4,071 • 0,062) • 10"3 =
= 3,502 • 10"3 кДжДкмоль • К2).
Теперь найдем значение внутренней энергии продуктов сгорания при
температуре tc:
U'c'= (А + Btc)tc
= (21,76 + 3,502 • 10"3- 680) • 680 • 10"3 = 16,416 МДж/кмоль,
после чего вычислим значение Fx по формуле
+ U<+'lU"
1+ у
F,
=0,75-57,37+
+Ъ,ЪШТС
15,21+0,027 16,416
_
,
0
' — + 8 3 1 4 t1,8-953
10"6 =72,53 МДж/кмоль.
1+0,027
После этого определяем значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tzi кДж/кмоль:
и;
= (л + Btz)tv
Уравнение (3) примет вид, кДж/кмоль,
OF,/ц) • 103 = Btz2 + Atz + 8,314(/г + 273),
(5)
или
Btz2 + (А + 8,314)tz -
[(/Уц) • 103 - 8,314 • 273] = 0.
Обозначив АХ = {А + 8,314) и D = [(F{/\х) • 103 - 8,314 • 273], приведем уравнение (5) к виду
Bt2 + A\tz - D = 0.
(6)
Коэффициенты An В уравнения (5), необходимые для определения температуры tv найдем по выражениям (3) и (4) с использованием значений коэффициентов а и £ из прил. 2, но уже в диапазоне температур 1500... 2 800 °С:
А = 39,123 • 0,097 + 26,67 • 0,085 + 21,951 • 0,756 + 23,723 • 0,062 =
= 24,128 кДж/(кмоль • К);
В = (3,349 • 0,097 + 4,438 • 0,085 + 1,457 • 0,756 + 1,550 • 0,062) • 10"3 =
= 1,900 • 10"3 кДжДкмоль • К2).
Теперь найдем
А1 = (А + 8,314) = 24,128 + 8,314 = 32,442 кДж/(кмоль • К);
D = [(F,Ai) - 2,27]-103 = [(72,41/1,042) • 103 - 8,314 • 273] =
= 67,336 • 103 кДж/кмоль.
Решив уравнение (6), найдем значение температуры tz\
2
_ - A + y j A 2 +4 BP = -32,442+д/32,442 +4-l,9-lQ2В
~
2 1,9 10"3
= 1871 °С = 2144 К.
Определим степень предварительного расширения:
К
Я, 71
1,8
953
3
-67,336"1(Р _
Степень последующего расширения
V V е 19 5
5 = —=— £ - = - = —1— = 14,98=== 15.
Vz КР Р 1,302
5. Определение максимального давления рабочего цикла:
=1,8 5,24 = 9,432 МПа.
Расчет процесса расширения
При расчете процесса расширения для дизеля считают, что он протекает
в течение хода поршня от начала последующего расширения, которое начинается в точке z, до его прихода в НМТ. При этом исходное положение
поршня определяется объемом надпоршневого пространства Vz = pVc. Сам
процесс расширения условно считают политропным с постоянным показателем политропы п2.
1. Выбор показателя политропы расширения п2 (табл. П20.6).
Т а б л и ц а П20.6
Параметр
Показатель политропы расширения п2
Размерность
Диапазон
возможных
значений
Выбранное
числовое
значение
1,18... 1,26
1,20*
—
* Выбор числового значения п2 в данном случае обусловлен влиянием высокой
частоты вращения двигателя, что определяет затягивание процесса сгорания и,
следовательно, приводит к меньшим значениям п2.
2. Определение параметров рабочего тела в конце процесса расширения:
D
9 432
=
р
УЬ
1 20 = о,366 МПа;
б"* 15 '
Тz
2144
Т - 2-1
- 120 1 - 1 247 К
~ б" ~ 15 ' "
Характерные для дизелей без наддува значения рь = 0,20...0,40 МПа,
Ть= 1000... 1300 к.
3. Проверка правильности выбора параметров остаточных газов.
Проверку правильности выбора величины значений давления рг и температуры достаточных газов выполняем по формуле
1 247
з (0,366
0,12
Отклонение расчетного значения температуры остаточных газов Т* от
ее заданного значения Тг= 850 К составляет 1,2 %, т.е. находится в допустимых пределах (3... 4 %).
Определение индикаторных показателей двигателя
1. Выбор исходных параметров двигателя (табл. П20.7).
Т а б л и ц а П20.7
Размерность
Параметр
Коэффициент полноты
индикаторной диаграммы <рп д
—
Диапазон
возможных
значений
Выбранное
числовое
значение
0,90...0,93
0,92*
* Выбор числового значения в данном случае обусловлен высокой степенью
организации рабочего процесса, что уменьшает отличия расчетной и действительной индикаторных диаграмм, несмотря на высокую частоту вращения двигателя.
2. Определение расчетного и действительного среднего индикаторного
давления.
Определение расчетом давлений в характерных точках рабочего цикла
позволяет построить расчетную индикаторную диаграмму за два хода поршня (сжатия и расширения). Такая диаграмма включает в себя условные политропные процессы сжатия и расширения, изохорный и изобарный процессы подвода теплоты, а также изохорный процесс отвода теплоты.
Определяем расчетное среднее индикаторное давление:
Ар
PlHC
е-1 « 2 - 1 \
5,24 1,81,3 (
19,5-1 1,20-1 V
1 \
1
я, -1У пх -1
6";
1
1
15 1,20-1
1,36-И
1
1
\
1
1 364
19,5 '
+ MP-D
+ 1,8(1,3-1)
= 1,022 МПа.
Соответствующее уменьшение действительного среднего индикаторного
давления /?, по сравнению с расчетным p t нс учитывается с помощью коэффициента полноты индикаторной диаграммы фп д. В соответствии с выбранным значением фп д = 0,92 получим
Pi = Р( „ сФп д = 1,022 • 0,92 = 0,94 МПа.
Для определения индикаторного КПД используется уравнение связи
между средним индикаторным давлением p t и основными параметрами рабочего процесса (уравнение Стечкина):
Н Л/
Л ,Ро/0 а
и
Pi =-7^-7
Здесь Ни — МДж/кг; /0 — кг/кг; р{ — МПа; р0 — кг/м3.
Тогда индикаторный КПД
Ь
=
Pial0 =
0,94 1,45 14,56 ^ Q 1 6 2
Ни р0лУ
42,6 1,169 0,862
'
Удельный индикаторный расход топлива
3600
3600
„ _
ч
Характерные для дизелей значения т], = 0,38... 0,50; gt = 170... 220 г/(кВт • ч).
Определение механических (внутренних) потерь и эффективных
показателей двигателя
1. Выбор исходных параметров.
Предварительному выбору подлежат значения коэффициентов а и b эмпирической формулы для определения среднего давления механических потерь /> мп и значение средней скорости поршня сп (табл. П20.8).
Т а б л и ц а П20.8
Параметры
Размерность
Диапазон
допустимых
значений
Средняя скорость
поршня сп
м/с
10... 14
13*
а
МПа
0,090
—
Ь
МПа • с/м
0,012
Выбранное
числовое
значение
—
* Выбор данного значения обусловлен высоким скоростным режимом двигателя.
2. Определение среднего давления механических потерь.
Среднее давление механических потерь рм п условно считается линейной
функцией средней скорости поршня сп в диапазоне частот вращения, близком к номинальному:
рмп = а + Ьсп = 0,090 + 0,012• 13 = 0,246 МПа.
3. Определение среднего эффективного давления и механического КПД.
Среднее эффективное давление ре определяется по среднему индикаторному давлению р, и среднему давлению потерь рм п:
ре = Pi -Рм.п = 0,94 - 0,246 = 0,694 МПа.
Характерные для дизелей без наддува значения ре = 0,60... 0,70 МПа.
Механический КПД найдем по формуле
А=0694
,м
Pi
0,940
Характерные для дизелей без наддува значения г\е = 0,70...0,82.
4. Определение эффективного КПД и удельного эффективного расхода
топлива.
Эффективный КПД це определяется по значениям индикаторного КПД
г|, и механического КПД г|м:
Це = Л/Лм = 0,462 • 0,74 = 0,342.
Удельный эффективный расход топлива
— = 7 ^ = 247 г/(кВт ч).
Лм
0,74
Характерные для дизелей без наддува значения находятся в следующих
пределах: х\е = 0,32... 0,40; ge = 210... 260 г/(кВт • ч).
Часовой расход топлива
GT = geNe 10"3 = 247-110-10"3 = 27,17 кг/ч.
Определение размеров цилиндра
Размеры цилиндра определяются исходя из заданной эффективной мощности Ne, заданного скоростного режима пном и рассчитанного значения среднего эффективного давления ре.
1. Выбор исходных параметров.
Предварительному выбору подлежит коэффициент короткоходности
двигателя К = S/D (табл. П20.9).
Т а б л и ц а П20.9
Параметр
Коэффициент короткоходности двигателя К - S/D
Размерность
—
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
0,90... 1,20
1,0*
2. Определение рабочего объема двигателя.
Используем известное выражение для определения эффективной мощности, кВт:
Ne =
PJLl9
е
3
0
т
где ре — МПа; iVh — л; п — мин-1; Ne — кВт; т — коэффициент тактности
(для четырехтактных двигателей т = 4).
Откуда
...
ivh —
А
30TiVgHOM = — 30-4110
репиш
л.
0,694-3800
Рабочий объем одного цилиндра
^ = ^ =^
I
= J
6
= 0,833 л.
3. Определение размеров цилиндра.
Диаметр цилиндра
D = 100з ~ ^ = 100з — - ^ ^ = 102 мм.
ЧпК
v 3,14 1,0
Полученный диаметр должен округляться до ближайшего целого значения, но в данном случае такой необходимости нет.
Ход поршня
S = DK- 102 1,0= 102 мм.
Полученный ход поршня также должен округляться до ближайшего целого четного значения, но в данном случае такой необходимости нет.
4. Определение средней скорости поршня.
Действительное значение средней скорости поршня сп определяется по
значению хода поршня S (выраженному в метрах) и заданному скоростному
режиму:
Sn 102-Ю"3-3 800
.
с =—=
= 12,92 м/с.
"30
30
'
Расхождение полученной скорости поршня с ранее принятым значением (13 м/с) не превышает 1 % (допустимое расхождение 10 %), следовательно, пересчета механических потерь не требуется.
5. Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности.
Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности выполняется после определения размеров цилиндра и округления хода поршня S и диаметра D до стандартных значений:
пП2
iVАh=i—S
4
3 14-1022
=6
'102-Ю"6 =5 л.
4
^ о м = ^ом=0>694.5,0-3800 = 1 0 9 ^ 1 1 0 к В т
30т
120
6. Определение эффективного крутящего момента и литровой мощности двигателя.
Эффективный крутящий момент Мк определяется по значению уточненной номинальной эффективной мощности Ne ном и номинальной частоты вращения пном:
9550iVgHOM=9550.110 =
«ном
3 800
Литровая мощность двигателя
л
iVu
= — = 22 кВт/л.
5
Характерные для дизелей без наддува значения находятся в пределах
Nn = 20...26 кВт/л.
Итоговая таблица основных показателей
и параметров двигателя
Полученные значения показателей и параметров двигателя сведем в
табл. П20.10.
Т а б л и ц а П20.10
N* е ном'
л
^НОМ'
кВт
МИН"
110
3 800
1
iVk9
8
5,0
19,5
л
мм
А
мм
S/D
кВт/л
МПа
г/(кВт • ч)
102
102
1,0
22,0
0,694
247
Ре,
&е>
По результатам теплового расчета строим индикаторную диаграмму
(рис. П20.1).
/?, МПа
Впуск
х, мм
2 0
3 0
4 0
5 0
6 0
7 0
8 0
9 0
1 0 0
Рис. П20.1. Индикаторная диаграмма проектируемого дизеля без наддува
ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА ДИЗЕЛЯ С НАДДУВОМ
ДЛЯ ГРУЗОВОГО АВТОМОБИЛЯ
Исходные данные для теплового расчета
Основные исходные конструктивные и регулировочные параметры проектируемого двигателя, необходимые для проведения теплового расчета, а
также его показатели, которые следует реализовать, приведены в табл. П21.1.
Т а б л и ц а П21.1
Тип двигателя
Дизель грузового автомобиля
(с наддувом)
Тип топливной системы
Разделенная непосредственного
действия
Тип смесеобразования
Объемное
Тип системы охлаждения
Жидкостная
Номинальная мощность, кВт
200
Номинальная частота вращения п,
мин-1
2400
Степень сжатия е
15
Коэффициент избытка воздуха а
1,7
Число цилиндров
V6
Число клапанов на цилиндр
2
Расчет характеристик рабочего тела
1. Исходные данные для расчета характеристик рабочего тела приведены
в табл. П21.2.
Т а б л и ц а П21.2
Вид топлива
Элементный состав
gc
Дизельное топливо
0,872
0,128
Молярная
масса ц,
кг/кмоль
Теплота
сгорания Ни,
МДж/кг
190
42,6
2. Определение количества свежей смеси.
Количество воздуха, теоретически необходимого для полного сгорания топлива, рассчитывается на основании сведений о массовом составе топлива:
T
0,23U
|-0,872+8-0,128 |=14,56 кг/кг,
1 f 0,872 0,128
1
А-
J 0,23 \
0,21 v 12
4
32 У 0,211 12
= 0,498 кмоль/кг.
/
Количество свежей смеси
МУ = AL0 = 1,7 • 0,498 = 0,847 кмоль/кг.
3. Определение состава и количества продуктов сгорания.
Расчет выполняется в киломолях на 1 кг топлива:
М со = i c =01872 =
2
12
МС02
12
=0Д28=0
2?
кмоль/кг
КМОЛЬ/КГ.
0640
Мщ =0,79aZo =0,79 1,7 0,498 = 0,669 кмоль/кг;
Л/02 = 0,21(а - \ ) Ц = 0,21 • (1,7-1)• 0,498 = 0,073 кмоль/кг.
Суммарное количество продуктов сгорания в киломолях на 1 кг топлива
м2 = мс0г + Мщ о + A/Nz + м0г =
= 0,0727 + 0,064 + 0,669+0,073 = 0,8787 кмоль/кг.
4. Определение молярных (или объемных) долей компонентов продуктов сгорания:
С 2
°
М2
Н2
0,8787
°
0,8787
= М ъ = Ш _ = 0,083.
=
N2
М2
М2
°2
0,8787
М2
0,8787
Проверка:
]>// =теоретического
1.
5. Определение
коэффициента молярного изменения:
™ АГ,
0,847
Расчет процессов газообмена
1. Исходные данные для расчета процессов газообмена приведены в табл.
П21.3.
204
Параметры
Размерность
Атмосферные условия:
давление р0
температура Т0
газовая постоянная R
Диапазон
допустимых
значений
МПа
К
ДжДкг-К)
—
Выбранное
числовое
значение
0,10
298
287
Температура остаточных
газов Тт
К
700... 900
850
Температура подогрева заряда
на впуске AT
К
5... 10
7
293•• •
3
50... 80
70
1,01... 1,02
1,01
1,04... 1,10
1,07
—
1,2...2,5
1,8
—
1,0... 1,1
1,1
—
0,92...0,96
0,95
0,05...0,15
од
Суммарный фактор сопротивления впускного тракта р2 + £
Средняя за процесс впуска
скорость смеси в наименьшем
сечении впускного тракта (как
правило, в клапане), v
—
м/с
Отношение теплоемкости
остаточных газов к теплоемкости свежего заряда ср = cj,/cp
Коэффициент дозарядки ф!
•
—
Параметры компрессора
Степень повышения
давления пк
Коэффициент расхода продувочного воздуха фр
Механический КПД турбокомпрессора Т]*
Коэффициент продувочного
воздуха фпр
—
2. Определение параметров на впуске.
Давление на впуске (после компрессора)
рк = Ропк = 0,1 • 1,8 = 0,18 МПа.
Массовый расход воздуха через цилиндры двигателя, на которые работает турбокомпрессор,
G
в
=
W o a 9 P = 200.240-14,56.1,7-1,1
3600 1000
3 600 1000
Принимаем следующие значения:
• адиабатический КПД компрессора т]^ = 0,70;
• адиабатический КПД турбины
= 0,74.
Для варианта дизеля без промежуточного охлажнения наддувочного воздуха показатель адиабаты к = 1,4.
Температура воздуха перед впускными органами
I-1
2 9 8 - 1,8 м_1
<
^ - l l
тК =т0 + V
/ _ ЛОО ,
V
= 298+
Tff
V—
0,70
- = 375,9 К.
Плотность заряда на впуске
6
р
0,18.10
.з
К
р =
=
= 1,668 кг/м3.
Ккк
RTK
287-375,9
Принимаем теплоемкость воздуха при постоянном значении давления
сРв = 1кДж/(кг • К).
Теплоемкость продуктов сгорания
с; =(0,3865+0,035а)7;<0'1751-0'0177а> =
= (0,3856+0,035 • 1,7)• 850(°'1751-°'0177^ = 1,184 кДжДкг• К).
Отношение теплоемкостей продуктов сгорания и свежей смеси
с^=1Д84=и84
Показатель адиабаты расширения продуктов сгорания
1
0,3865+0,035а
к' = 2^0,0429+0,0022а 0 , 2 2 5 5 + 0,012СС
1
0 , 3 8 6 5 + 0,035
1,7
= 1,324.
8500,0429+0,00221,7 0,2255 + 0,012.1,7
3. Определение гидравлических потерь во впускном трубопроводе:
4. Определение давления рабочего тела в конце такта впуска:
ра=рк-
Ара = 0,18 - 0,0123 = 0,168 МПа.
5. Определение степени понижения давления в турбине:
к'
к'-1
7t T =
1-
1
срв(Тк-Т0)у<
г 1
1+
\
ос/,
о 7
1,324
1,324-1
1
= 1,658.
1 (375,9-298) 1,1
1
1,184-0,95-0,74-800- 1 +
1,7-14,56 7
V
6. Определение давления остаточных газов:
рг = Кгр0пт = 1,1 • 0,1 • 1,658 = 0,182 МПа.
7. Определение коэффициента наполнения:
<Pi
(
е-171+ДГ
\
е Ра_-а-ф„р)ф| Рг_
'
\
<Рк;
/
1,04 375,9
0,168
0,182N
15
-(1-0,05)1,184
= 0,938.
15-1375,9+7
0,18
0,18
V
7
8. Определение коэффициента остаточных газов:
У = J L i z S a L A Z L = 1 1-0,05 0,182 375,9 =
У
е - 1 г|у рк Тг 15-1 0,938 0,18 850
9. Определение температуры заряда в конце такта впуска:
т =7>АГ+фср^ =
1 + Wi
375,9+7+1,184-1,04-0,0324-850 = 403 К.
„
1 + 0,0324-1,04
expert22 д л я http://rutracker.org
Расчет процесса сжатия
1. Выбор показателя политропы сжатия п{ (табл. П21.4).
Размерность
Параметр
Показатель политропы сжатия пх
—
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
1,37... 1,4
1,38
* Выбор числового значения пх в данном случае обусловлен влиянием повышенной температурой цилиндрово-поршневой группы, что является следствием
высокой тепл©напряженности дизелей с наддувом.
2. Определение параметров рабочего тела в конце процесса сжатия:
Ре =<PiРа*"1 = 1,04 • 0,168 151-38 =7,33 МПа.
0,38
Тс = Тае*~1 = 403 15 = 1128К « 855 °С.
Расчет процесса сгорания
1. Исходные данные для расчета процесса сгорания приведены в
табл. П21.5.
Т а б л и ц а П21.5
Параметры
Низшая теплота сгорания
топлива Ни
Коэффициент выделения
теплоты на участке видимого
сгорания
Степень повышения давления при сгорании X
Размерность
Диапазон
возможных
значений
МДж/кг
—
—
Выбранное
числовое
значение
42,6
0,65...0,75
0,7
1^^ • • • ^ у2
1,8**
* Выбор числового значения в данном случае обусловлен влиянием увеличенной фазы догорания в дизелях с наддувом, что уменьшает коэффициент
** Выбор числового значения X в данном случае обусловлен влиянием организации процессов топливоподачи и смесеобразования, что обеспечивает сокращение периода задержки воспламенения и плавное нарастание давления при
сгорании топлива.
2. Определение теплоты сгорания рабочей смеси:
# ссм
, = 48 » 72 МДж/кмоль.
м =— ^ — =„n „ V't
Мх( 1 + у) 0,847.(1 + 0,0324)
'
(1)
3. Определение действительного значения коэффициента молярного изменения рабочей смеси:
н
1,037+0,0324
1+0,0324
1+у
4. Определение максимальной температуры рабочего цикла.
Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания в ДсИЗ, приведенное к рабочему виду:
^zHu
A/^l + y)
+ Uc + y
1+Y
8 Ш Х Т с . 1Q-6 =
8 3147 ^. 10-б)?
(3)
где Uc — внутренняя энергия одного киломоля воздуха при температуре Тс\
U" — внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания при температуре Тс; U"— внутренняя энергия одного киломоля продуктов сгорания
при температуре Tv
Размерность величин Uc, U", U" — МДж/кмоль, а размерность Ни —
МДж/кг.
Определение максимальной температуры цикла Tz сводится к решению
уравнения (3). Для применения аналитического метода решения необходимо найти числовые значения Uc, U", U"v
Используем линейные аналитические зависимости средних молярных
теплоемкостей при постоянном объеме компонентов продуктов сгорания от
температуры t, которые имеют следующий вид:
\xcvi = я, + bf.
(4)
Значения коэффициентов а( и bt для различных газов приведены в прил.
2 для двух различных интервалов температур. Интервал температур от 0 до
1500 °С используется для вычисления Uc и £/£ а интервал температур от 1500
до 2 800 °С — для вычисления U".
В аналогичном виде представляем среднюю молярную теплоемкость смеси
продуктов сгорания с учетом объемных долей компонентов, кДжДкмоль • К):
(5)
\xcv = А + Bt,
Здесь t = tc, или t = tz;
А = ^(ал)
= ас 02rC07 +
+
+ а0гг02;
В = X (V/) = bco2 >со2 + Ьн20гН20 +Ьк 2 г щ + Ь02 г0г.
(6)
(7)
Сначала вычислим левую часть уравнения (4), обозначив ее F b МДж/кмоль:
1
=
£ZHU + U c+y U c'+ S3l4XT ». 10 -б
М,(1 + у)
1+Y
для чего предварительно определим значение внутренней энергии воздуха
при температуре tc, использовав значения коэффициентов а и b из прил. 2
для диапазона температур 0... 1500°С:
3
3
Uс = (а + btc)tc = (20,53 + 2,705 • 10" - 855) • 855 • 10~ = 19,53 МДж/кмоль.
Для определения внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc необходимо найти коэффициенты А и В уравнения (5) по выражениям (6) и (7) с использованием значений коэффициентов а и b из прил. 2
также в диапазоне температур 0... 1500 °С:
А = 30,08 • 0,083 + 24,83 • 0,073 + 20,42 • 0,761 + 20,90 • 0,083 =
= 21,58 кДжДкмоль • К);
В = (10,58 • 0,083 + 5,275 • 0,073 + 2,348 • 0,761 + 4,071 • 0,083)10"3 =
= 3,388 • Ю-3 кДжДкмоль • К2).
Найдем значение внутренней энергии продуктов сгорания при температуре tc:
(А + Btc)tc
= (21,58 + 3,388 • 10"3- 855) • 855 • 10~3 = 20,925 МДж/кмоль.
Вычислим значение Fx по формуле (8):
U +у U"
19 53+0 0324-20 925
= 0,7-48,72+ ^
+8314 1,4 1190,1 10^ =
1+0,035
= 66,8 МДж/кмоль.
Теперь уравнение (3) можно записать в виде
^ = (£/;'+ 8 314(/г + 273) • 10"6)
(9)
Внутренняя энергия продуктов сгорания при температуре tz определяется по выражению
Uz" = (А + Btz)tz• Ю-3.
Подставив это выражение в формулу (9) и перегруппировав его члены,
получим
3
3
Btz2-10~3 + (А + 8,314) • 10" /г - (Fx/\x - 8,314 • 273 • 10~ ) = 0.
(10)
Коэффициенты А и 2? уравнения (10) определяются по выражениям (6) и
(7) с использованием значений коэффициентов а и b из прил. 2 также в
диапазоне температур 1500... 2 800 °С:
В = (3,349 • 0,083 + 4,438 • 0,073 + 1,457 • 0,761 + 1,55 • 0,083) • 10~3 =
= 1,839 • 10"3 кДжДкмоль • К2).
Введем следующие обозначения:
Ах = (А + 8,314) • Ю-3 = (23,87 + 8,314) • 10"3 = 32,18 • 10"3 МДжДкмоль • К);
D = (Fx/\x - 8,314 • 273 • 10~3) = 70,99/1,036 - 8,314 • 273 • 10"3 =
= 62,22 МДж/кмоль.
Приведем уравнение (10) к виду
Btz2l0~3+Altz-D
= 0,
(И)
откуда температура
_ -Ах + у/А? + АВР\ О"3 _
*z"
2J910"3
3
3 2
6
= -32,1810- н-У(32,1840- ) +44,8440- -62,22 =
2 1,84 10"6
ззос
Таким образом, Tz = 2206 К.
Определим степень предварительного расширения:
Vz \iTz 1,036 2 206
D
=
—— = ——— = —
к
Vc ХТС 1,4 1128
t
^
= 1 45
' '
откуда Vz = Vcp.
Степень последующего расширения
V V г 15
Ь = —=--^- = - = -— = 10.
Vz Vcp р 1,45
5. Определение максимального давления рабочего цикла:
pz =Xpc =
1,6-7,33 = 10,27 МПа.
Расчет процесса расширения
При расчете процесса расширения для дизеля считают, что процесс протекает в течение хода поршня от начала последующего расширения, которое начинается в точке z, до его прихода в НМТ. При этом исходное положение поршня определяется объемом надпоршневого пространства Vz = pVc.
Сам процесс расширения условно считают политропным с постоянным показателем политропы п2.
1. Выбор показателя политропы расширения п2 (табл. П21.6).
Размерность
Параметр
Показатель политропы
расширения п2
Диапазон
возможных
значений
Выбранное
числовое
значение
1,18... 1,26
1,22*
—
* Выбор числового значения п2 в данном случае обусловлен увеличенной фазой
догорания в дизелях с наддувом, что приводят к уменьшению значения п2.
2. Определение параметров рабочего тела в конце расширения:
ь
Ьп>А 101'22"1 1 330 К.
3. Проверка правильности выбора параметров остаточных газов.
Проверка правильности выбора значения давления рг и температуры Т
остаточных газов производится по формуле:
1 2 L - 8 8 4 K.
W18
3/
0,182
Отклонение расчетного значения Т* от принятого значения Тг = 850 К
составляет 4 %, т. е. находится в допустимых пределах (3... 4 %).
Определение индикаторных показателей двигателя
1. Выбор исходных параметров двигателя (табл. П21.7).
Т а б л и ц а П21.7
Параметр
Коэффициент полноты
индикаторной диаграммы срп д
Размерность
—
Диапазон
возможных
значений
Выбранное
числовое
значение
0,90... 0,93
0,92*
* Выбор данного числового значения обусловлен высокой степенью организации рабочего процесса, уменьшающей отличия расчетной и действительной
индикаторных диаграмм.
2. Определение расчетного и действительного средних индикаторных
давлений.
Определение расчетом давлений в характерных точках рабочего цикла
позволяет построить расчетную индикаторную диаграмму за два хода
поршня (сжатия и расширения). Такая диаграмма включает в себя условные политропные процессы сжатия и расширения, изохорный и изобарный процессы подвода теплоты, а также изохорный процесс отвода теплоты.
Определяем расчетное среднее индикаторное давление:
1
Анс =
е - 1 «2-1 V б"*-1
7,33 1,4 1,45
1 ^
\р
15-1 1,22-1 V
1
1
я, -1 V
+ MP-D
гпх-\
1
1
122 1
Ю' "
1
1,38-1 V
= 1,36 МПа.
+ 1,4(1,45-1)
1 5 1,38-1
Соответствующее уменьшение действительного среднего индикаторного
давления p t по сравнению с расчетным значением p i w учитывается коэффициентом полноты индикаторной диаграммы срп д. В соответствии с выбранным значением срп д = 0,92 получим
Pi
-
Pi
н сФп.д =
1,36 • 0 , 9 2
=
1,25
М П а .
3. Определение индикаторного КПД и удельного индикаторного расхода
топлива.
Для определения индикаторного КПД используется уравнение связи
между средним индикаторным давлением p t и основными параметрами рабочего процесса (уравнение Стечкина):
где Ни — МДж/кг; /?,- — МПа; р0 — кг/м3.
Тогда индикаторный КПД
1
=
pp./0 _ 1,25-1,7-14,56
HupKr\v 42,6-1,668-0,938
'
Удельный индикаторный расход топлива
3600
3 600
—=
. п л , л = т г/(кВт-ч).
Hux\i 42,6-0,464
Характерные для дизелей значения находятся в следующих пределах:
Определение механических (внутренних) потерь
и эффективных показателей двигателя
1. Выбор исходных параметров.
Предварительному выбору подлежат значения коэффициентов а и Ь эмпирической формулы для определения среднего давления механических потерь рм п и значение средней скорости поршня сп. Выбор осуществляется с
использованием табл. П21.8.
Т а б л и ц а П21.8
Параметры
Размерность
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
Средняя скорость поршня сп
м/с
10... 14
11*
а
МПа
0,090
—
Ь
МПа • с/м
0,012
—
* Выбор данного значения обусловлен высоким скоростным режимом двигателя.
2. Среднее давление механических потерь найдем по формуле
P«n=(A
+ bcn)K+(pT-pK)+p'TA
Ро
= (0,09+0,012-11)-1,801 +
+(0,1658 - 0,18)+0,02 • 1,668/1,169 = 0,236 МПа,
где сп — средняя скорость поршня, м/с.
Плотность заряда
ро
Но
р0
0,1 106
,
.з
1/:о
=—
= 1,169
кг/м3.
T0R 298-287
'
Давление воздуха перед турбиной
Р т = P q . Пт = 0,1 • 1,658 = 0,1658 МПа.
Среднее эффективное давление ре определяется по среднему индикаторному давлению pt и среднему давлению потерь рм п:
Pe = Pi~Ps
п = 1,25 - 0 , 2 3 = 1,02 М П а .
Механический КПД
ре
1,02
__
Лм = — = - h r - = 0,75.
Pi
1,25
Эффективный КПД определяется по значениям индикаторного и механического КПД:
Це = Л/Лм = 0,464 • 0,75 = 0,35.
Удельный эффективный расход топлива
!
= ^
Лм 0,75
= 2 4 2 Г/(КВТЧ).
Характерные для дизелей значения находятся в следующих пределах:
це = 0,34...0,40; ge = 210...260 г/(кВт-ч).
Часовой расход топлива
GT = geNe • 10"3 = 242 • 200 • 10~3 = 48,4 кг/ч.
Определение размеров цилиндра
Размеры цилиндра определяются исходя из заданной эффективной
мощности Ne, заданного скоростного режима яном и рассчитанного значения среднего эффективного давления ре.
1. Выбор исходных параметров (табл. П21.9).
Предварительному выбору подлежит коэффициент короткоходности двигателя К- S/D.
Т а б л и ц а П21.9
Параметр
Размерность
Коэффициент короткоходности двигателя К= S/D
—
Диапазон
допустимых
значений
Выбранное
числовое
значение
0,90... 1,20
1,1*
* Выбор данного значения обусловлен низкой частотой вращения двигателя.
2. Определение рабочего объема двигателя.
Используем известное выражение для определения эффективной мощности, кВт,
дг _ PJVhn
е
30т '
где ре — МПа; iVh — л; п — мин-1; Ne — кВт; т — коэффициент такгности
(для четырехтактных двигателей т = 4).
Следовательно, рабочий объем цилиндров
. ¥ , 30xiVeHOM 30 4-200
/К
=9,77 л,
Л=
репном 1,02-2400
а рабочий объем одного цилиндра
3. Определение размеров цилиндра.
Диаметр цилиндра
1,63
D = 100? —— = 100з
\пК
\ 3,141,1
= 123,5 мм.
Полученный диаметр округляется до ближайшего целого значения, т. е.
берем D = 124 мм.
Ход поршня
S=DK= 124 -1,1 = 135,9 мм.
Полученное значение хода поршня также округляется до ближайшего
целого четного значения, т. е. берем S = 136 мм.
4. Определение средней скорости поршня.
Действительное значение средней скорости поршня сп определяется по
значению хода поршня S (выраженному в метрах) и заданному скоростному
режиму:
Sn 136 Ю"3 -2 400 1ЛО _ ,
с= — =
= 10,87 м/с.
"30
30
'
Расхождение полученного значения скорости поршня с ранее принятым
значением не превышает 5 % (при допустимых 10 %), следовательно, пересчета механических потерь не требуется.
5. Уточнение рабочего объема двигателя и его мощности.
Уточнение рабочего объема двигателя и его номинальной мощности
проводится после определения размеров цилиндра и округления рассчитанных значений S и D до стандартных значений:
= 6 3>
/ Vh = i^-S
v
еном
242
136 10-6 =9,77 л;
= A / M h o m = 1,02.9,77.2400 = 2 0 Q
30т
120
6. Определение эффективного крутящего момента и литровой мощности двигателя.
Эффективный крутящий момент, Н-м, определяется по уточненному
значению номинальной эффективной мощности Ne ном и номинальной частоте вращения яном:
955(W_=955Q.200
«„„„
2400
Литровая мощность двигателя
N
л
=
200
_N
£ ном = i W =
iVh
9,77
0
'
Итоговая таблица основных показателей
и параметров двигателя
JNт
е ном > п
1
кВт
МИН"
200
2400
IV*
8
л
9,77
15
мм
А
мм
S/D
136
124
1,1
кВт/л
20,5
Ре>
МПа
1,02
ёе*
г/кВт • Ч
247
По результатам теплового расчета построим индикаторную диаграмму
(рис. П21.1).
р, МПа
1 5
3 0
4 5
6 0
7 5
9 0
1 0 5
1 2 0
1 3 5
X, мм
ПРИМЕР ДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ДВИГАТЕЛЯ
Цель расчета — определение исходных данных для анализа работоспо-
собности элементов кривошипно-шатунного механизма проектируемого двигателя.
Задачи расчета:
• определение в функции угла поворота кривошипа (р газовой силы Рг =Лф)>
силы инерции от масс, совершающих возвратно-поступательное движение
р. =ЛФ), и суммарных сил P z =Лф)> включающих в себя силы N=j[<p),K=j((p),
Г=Л<Р);
• построение полярной диаграммы Яш ш =fiK, Т) и диаграммы нагрузки
на шатунную шейку, развернутой по углу поворота кривошипа I Rm ш I =Лф);
• построение теоретической диаграммы износа шатунной шейки;
• определение в функции угла поворота кривошипа <р моментов, скручивающих коренные шейки [Мк ш/ =Лф)1ту И шатунные шейки [Мш ш/ =Лф)]уу-1
коленчатого вала (где N — число коренных опор в двигателе);
• построение полярной диаграммы нагрузки на одну (по согласованию с
консультантом) из коренных шеек RK in =J[K, Т).
Основные параметры проектируемого двигателя с искровым зажиганием: NeHOM = 90 кВт, пном = 6000 мин 1 , / = 4, D = 96 мм, S= 80 мм.
Исходные данные к расчету:
• индикаторная диаграмма в координатах рТ =f{V), представленная на
рис. П19.1;
• конструктивные массы, определяемые по статистическим данным (см.
табл. 2.1):
поршневой группы
т' п = 1,32Х> = 1,32 • 96 = 126,72 кг/м2;
группы шатуна
т'ш= 1,8D = 1,8 • 96 = 172,8 кг/м2;
/
• отношение - ^ = 0,27.
Ал
В соответствии с исходными данными найдем конструктивные массы,
необходимые для динамического расчета:
т
=
+^<=126,72+0,27-172,8 = 173,38 кг/м2;
шк =
^
/ ш кл
Ч
Aij /
/in
< =(1-0,27). 172,8 = 126,14 кг/м2;
Построение диаграммы газовой силы
Диаграмма строится в координатах Рг = Лф)- При этом каждому значению угла поворота кривошипа (р соответствует перемещение поршня, определяемое по формуле
1 - совф+-^(1 - cos29)j
SmФ =-S
2
и следующие четыре значения газовой силы, приходящейся на единицу
площади поршня:
• на такте впуска при значении ф угла поворота кривошипа
Рг(вп)
=
(Рт
~
Po)F
• на такте сжатия при ф! = 360° - ф
Рг(сж) =
( Р с ж "" P o ) F 1 »
• на такте расширения при ф2 = 360° + ф
-^г(расш)
=
(Ррасш ~ Po)F1?
• на такте выпуска при ф3 = 720° - ф
Рг(вып) =
( Р в ы п "" Р о ) Р V
Здесь рвп, Ры, />Расш» Ръып ~ абсолютные значениядавлений по индикаторной диаграмме на соответствующем такте рабочего цикла двигателя; Fn —
площадь поршня.
Результаты, полученные для всей гаммы углов ф в диапазоне от 0 до
720 °ПКВ, заносятся в соответствующую графу табл. П22.1, на основании
которой строится график Рг = /(ф), приведенный на рис. П22.1.
Т а б л и ц а П22.1
Ф, град
Рт, МПа
Рр МПа
P s , МПа
N, МПа
К, МПа
Г, МПа
0
0,020
-3,375
-3,355
0
-3,355
0
15
0,005
-3,193
-3,189
-0,206
-3,027
-1,024
30
-0,011
-2,676
-2,687
-0,337
-2,158
-1,636
45
-0,011
-1,909
-1,920
-0,341
-1,115
-1,601
60
-0,011
-1,012
-1,023
-0,223
-0,316
-0,999
75
-0,011
-0,114
-0,125
-0,030
-0,002
-0,129
90
-0,011
0,675
0,664
0,168
-0,171
0,664
ПКВ
Ф, град
Рг, МПа
Pj, МПа
P s , МПа
N,, МПа
К, МПа
Г, МПа
105
-0,011
1,284
1,273
0,311
-0,634
1,148
120
-0,011
1,688
1,677
0,366
-1,159
1,267
135
-0,011
1,909
1,898
0,338
-1,582
1,102
150
-0,011
2
1,989
0,250
-1,847
0,779
165
-0,011
2,023
2,012
0,131
-1,977
0,397
180
-0,008
2,025
2,016
0,001
-2,017
0
195
-0,007
2,023
2,016
-0,130
-1,982
-0,393
210
-0,002
2
1,998
-0,250
-1,857
-0,778
225
0,006
1,909
1,915
-0,340
-1,604
-1,108
240
0,020
1,688
1,708
-0,372
-1,184
-1,288
255
0,042
1,284
1,326
-0,323
-0,665
-1,194
270
0,079
0,675
0,754
-0,190
-0,196
-0,753
285
0,140
-0,114
0,026
-0,006
0,000
-0,027
300
0,247
-1,012
-0,765
0,167
-0,233
0,748
315
0,446
-1,909
-1,463
0,261
-0,845
1,223
330
0,812
-2,675
-1,862
0,235
-1,492
1,140
345
1,370
-3,193
-1,823
0,119
-1,728
0,593
360
2,175
-3,375
-1,200
0,001
-1,200
0
370
3,800
-3,293
0,507
0,022
0,496
0,108
380
5,830
-3,054
2,776
0,235
2,532
1,163
390
3,622
-2,676
0,946
0,118
0,762
0,573
405
2,230
-1,909
0,321
0,057
0,187
0,267
420
1,443
-1,012
0,431
0,094
0,134
0,420
435
1,000
-0,114
0,886
0,216
0,020
0,913
450
0,742
0,675
1,417
0,358
-0,360
1,418
465
0,585
1,284
1,869
0,456
-0,926
1,688
480
0,486
1,688
2,174
0,476
-1,499
1,647
495
0,423
1,909
2,332
0,416
-1,941
1,360
ПКВ
Ф, град
Рг, МПа
Р„ МПа
Ръ МПа
N, МПа
К9 МПа
Г, МПа
510
0,385
2
2,385
0,301
-2,213
0,940
525
0,279
2,023
2,302
0,152
-2,261
0,460
540
0,174
2,025
2,199
0,002
-2,198
0
555
0,097
2,023
2,120
-0,135
-2,084
-0,408
570
0,020
2
2,020
-0,251
-1,879
-0,782
585
0,020
1,909
1,929
-0,341
-1,613
-1,112
600
0,020
1,688
1,708
-0,372
-1,188
-1,284
615
0,020
1,284
1,304
-0,318
-0,657
-1,172
630
0,020
0,675
0,695
-0,176
-0,183
-0,694
645
0,020
-0,114
-0,094
0,023
-0,001
0,097
660
0,020
-1,012
-0,992
0,217
-0,299
0,971
675
0,020
-1,909
-1,889
0,3388
-1,085
1,584
690
0,020
-2,676
-2,656
0,336
-2,121
1,634
705
0,020
-3,193
-3,173
0,210
-3,004
1,043
720
0,020
-3,375
-3,355
0,000
-3,355
0
ПКВ
Построение диаграммы сил инерции масс, совершающих
возвратно-поступательное движение
Найдем силу
Pj =C(cos(p + kcos2(p).
Здесь
у
2 V 30 )
•Ю-6;
С = -173,376 • 0,5 • 0,08 • (3,14 • 6 000/30)2-10"6 = -2,7351 МПа.
Результаты, полученные для всей гаммы углов ф в диапазоне от 0 до
720 °ПКВ, заносятся в соответствующую графу табл. П22.1, на основании
которой и строится график Pj =.Дф)> приведенный на рис. П22.1.
Построение диаграмм P z = f((р), N = f(cp), К = f((р), Т = f(<p)
Найдем указанные силы:
РЪ = РТ +
к
р
cos(cp + р) т
1
COSp
'
PpN=Pr\gp;
р
sin(9+p)^
1
cosp
где р = arcsin(Xsin9).
Результаты расчетов, выполненных по данным формулам для всей гаммы углов ф от 0 до 720 °ПКВ, заносятся в табл. П22.2, на основании которой
строятся графики Р ъ =.Дф)}
Т'=Лф)» приведенные на рис.
П22.1 и П22.2.
К, N, Г, МПа
5
Ф, ПКВ
Построение полярной диаграммы Яш.ш = f(K, Т) и развернутой
по углу поворота кривошипа диаграммы нагрузки
на шатунную шейку I Яш.ш I = f(cp)
При построении полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку
(рис. П22.3) сначала необходимо построить полярную диаграмму силы S в
координатах ( - К ) =f(T) с полюсом в точке О. Затем полюс О перенести по
оси К в точку Ох на расстояние, равное значению центробежной силы инерции части массы шатуна, отнесенной к его кривошипной головке:
Кгш = пС
Ю-6 = 126,14-0,04 (3,14-6000/30)-Ю-6 = 1,99 МПа.
i
г
л
2
L
Ох
1-
Рис. П22.3. Полярная диаграмма нагрузки на шатунную шейку
Затем полярная диаграмма нагрузки на шатунную шейку перестраивается в зависимость I Яш ш I = /((р), показанную на рис. П22.4.
0
180
360
540
Ф,°
ПКВ
По развернутой диаграмме нагрузки на шатунную шейку определяются:
• максимальная нагрузка на шейку Яш ш тах = 5,34 МПа;
• средняя нагрузка на шейку
49
Ш(ф)
Дшшср= ° 4 9
=3,397 МПа;
• средняя нагрузка в петле максимальных нагрузок
5
Ш(ф)
Кш С Р =-*— 5
= 4,6 МПа.
Построение диаграмм моментов, скручивающих
коренные шейки коленчатого вала
Тангенциальные силы Г, действующие на отдельных кривошипах, имеют одинаковую форму временной реализации и сдвинуты по фазе на углы,
определяемые принятым порядком работы цилиндров (1 — 3—4—2—1) и
значениями углов чередования рабочих ходов (0 = 180°; 02_! = 540°; 03_, = 180°;
04-1 = 360°).
Значения тангенциальных сил Г, действующих на отдельных кривошипах относительно угла поворота первого кривошипа, приведены в табл.
П22.2.
На основании данных табл. П22.2 строим зависимость тангенциальных
сил Гот угла поворота коленчатого вала (рис. П22.5).
Т а б л и ц а П22.2
ф, °пкв
Г„ МПа
Тъ МПа
Г3, МПа
Г4, МПа
0
0,000
0,000
0,000
0,000
15
-1,024
-0,393
-0,408
0,801
30
-1,636
-0,778
-0,782
0,573
45
-1,601
-1,108
-1,112
0,267
60
-0,999
-1,288
-1,284
0,420
75
-0,129
-1,194
-1,172
0,913
90
0,664
-0,753
-0,694
1,418
105
1,148
-0,027
0,097
1,688
120
1,267
0,748
0,971
1,647
ф, °пкв
Г„ МПа
Тъ МПа
Г3, МПа
Г4, МПа
135
1,103
1,223
1,584
1,360
150
0,779
1,140
1,634
0,940
165
0,397
0,593
1,043
0,460
180
0,000
0,000
0,000
0,000
195
-0,393
0,801
-1,024
-0,408
210
-0,778
0,573
-1,636
-0,782
225
-1,108
0,267
-1,601
-1,112
240
-1,288
0,420
-0,999
-1,284
255
-1,194
0,913
-0,129
-1,172
270
-0,753
1,418
0,664
-0,694
285
-0,027
1,688
1,148
0,097
300
0,748
1,647
1,267
0,971
315
1,223
1,360
1,103
1,584
330
1,140
0,940
0,779
1,634
345
0,593
0,460
0,397
1,043
360
0,000
0,000
0,000
0,000
375
0,801
-0,408
-0,393
-1,024
390
0,573
-0,782
-0,778
-1,636
405
0,267
-1,112
-1,108
-1,601
420
0,420
-1,284
-1,288
-0,999
435
0,913
-1,172
-1,194
-0,129
450
1,418
-0,694
-0,753
0,664
465
1,688
0,097
-0,027
1,148
480
1,647
0,971
0,748
1,267
495
1,360
1,584
1,223
1,103
510
0,940
1,634
1,140
0,779
8 Шатров
225
Ф, °пкв
Г„ МПа
Тъ МПа
Г3, МПа
Г4, МПа
525
0,460
1,043
0,593
0,397
540
0,000
0,000
0,000
0,000
555
-0,408
-1,024
0,801
-0,393
570
-0,782
-1,636
0,573
-0,778
585
-1,112
-1,601
0,267
-1,108
600
-1,284
-0,999
0,420
-1,288
615
-1,172
-0,129
0,913
-1,194
630
-0,694
0,664
1,418
-0,753
645
0,097
1,148
1,688
-0,027
660
0,971
1,267
1,647
0,748
675
1,584
1,103
1,360
1,223
690
1,634
0,779
0,940
1,140
705
1,043
0,397
0,460
0,593
720
0,000
0,000
0,000
0,000
2
ь
4
Г
I
/
/ / /
Л* * -/*ИМ
fi tp % /\•«ч\ / / / •' / // ША*• Л.
ЛК
я Я
'
360.
Гэ
у • //\\
ф,° ПКВ
Рис. П22.5. Диаграммы моментов, скручивающих коренные шейки коленчатого вала
Теперь найдем моменты, скручивающие отдельные коренные шейки по
следующим формулам, Н • м:
м к ш3 = Мк ш2 + 7^0,257^) 106;
МкшА = Мк.ш3 + 7,1г(0,257г/>2)10б;
6
=
М
+
r
r(0,25^)10
,
ш5
к ш4
t
где D — диаметр цилиндра, м.
Результаты, полученные при расчете моментов, скручивающих коренные шейки, сведем в табл. П22.3.
На основании данных табл. П22.3 построим зависимости моментов,
скручивающих отдельные коренные шейки (рис. П22.6...П22.9).
Т а б л и ц а П22.3
Ф, °пкв
Мк ш2, Н • м
Мк ш3, Н • м
Мк ш4, Н • м
Мк ш5, Н • м
0
0,000
0,000
0,000
0,000
15
-296,456
-231,800
-528,256
-296,325
30
-473,420
-451,502
-924,922
-759,142
45
-463,284
-642,518
-1105,802
-1028,487
60
-289,143
-744,201
-1033,344
-911,673
75
-37,269
-684,831
-722,100
-457,827
90
192,189
-418,813
-226,624
183,831
105
332,270
20,349
352,619
841,151
120
366,788
497,444
864,232
1340,938
135
319,083
812,253
1131,336
1524,975
150
225,553
802,696
1028,249
1300,361
165
114,864
473,396
588,259
721,289
180
0,000
0,000
0,000
0,000
195
-113,708
-64,525
-178,233
-296,325
210
-225,180
-307,640
-532,819
-759,142
225
-320,724
-385,969
-706,693
-1028,487
240
-372,603
-167,472
-540,075
-911,673
255
-345,630
227,005
-118,625
-457,827
270
-217,985
602,644
384,659
183,831
ф, ° п к в
Мк ш2, Н • м
Мк ш3, Н • м
Мк ш4, Н м
Мк ш5, Н • м
285
-7,683
820,802
813,119
841,151
300
216,383
843,494
1059,878
1340,938
315
353,984
712,722
1066,706
1524,975
330
329,880
497,665
827,545
1300,361
345
171,465
247,893
419,358
721,289
360
0,000
0,000
0,000
0,000
375
231,931
-231,800
0,131
-296,325
390
165,780
-451,502
-285,723
-759,142
405
77,315
-642,518
-565,203
-1028,487
420
121,671
-744,201
-622,530
-911,673
435
264,274
-684,831
-420,558
-457,827
450
410,455
-418,813
-8,358
183,831
465
488,532
20,349
508,882
841,151
480
476,706
497,444
974,150
1340,938
495
393,639
812,253
1205,892
1524,975
510
272,112
802,696
1074,808
1300,361
525
133,029
473,396
606,425
721,289
540
0,000
0,000
0,000
0,000
555
-118,092
-64,525
-182,617
-296,325
570
-226,323
-307,640
-533,963
-759,142
585
-321,794
-385,969
-707,763
-1028,487
600
-371,598
-167,472
-539,070
-911,673
615
-339,201
227,005
-112,197
-457,827
630
-200,828
602,644
401,816
183,831
645
28,032
820,802
848,834
841,151
660
281,061
843,494
1124,555
1340,938
Ф, °пкв
Мк ш2, н • м
Мк ш3, Н • м
Мк ш4, Н • м
Мк ш5, Н • м
675
458,269
712,722
1170,991
1524,975
690
472,817
497,665
970,482
1300,361
705
301,931
247,893
549,824
721,289
720
0,000
0,000
0,000
0,000
400
ф,° ПКВ
Рис. П22.6. Изменение крутящего момента по углу ПКВ на 2-й коренной
шейке
МсшЗ» Н м
800
пкв
Н-М
1000
Ф,°пкв
-1000
-1500
Рис. П22.8. Изменение крутящего момента по углу ПКВ на 4-й коренной
шейке
Мс.ш5» Н
м
1000
Ф,° П К В
-1000
-1500
Рис. П22.9. Изменение крутящего момента по углу ПКВ на 5-й коренной
шейке
Найдем средний индикаторный момент двигателя
49
Х ^ к ш5 9 836,42
= 200,74 Н м.
По данным теплового расчета
М/срн=
9 550NeHOM _ 9 550-90,5
= l l l l Л ' Л = 200,34 Н-м.
«номЛм
6000-0,719
Следовательно, ошибка
s = M / c p -M / c p . H l Q Q = 200,74-200,34 1QQ =
М/ср.н
200,74
Построение диаграмм моментов, скручивающих
шатунные шейки коленчатого вала
Моменты, скручивающие отдельные шатунные шейки найдем по следующим формулам, Н • м:
Mullul = 095Tlr(0a5nD2)l06;
мш ш2 = Мкш2 + 0,5 Т ^ О ^ л В 2 ) 106;
Мш ш3 = Мк ш2 +
O^^KO^S^IO6;
М„ 4 = Мк ш3 + 0,5r4K0,25^)106.
Результаты, полученные при расчете моментов, скручивающих шатунные шейки, сведем в табл. П22.4.
На основании данных табл. П22.4 построим зависимости моментов,
скручивающих отдельные шатунные шейки (рис. П22.10...П22.13).
Т а б л и ц а П22.4
ф, °пкв
Мш ш1, Н • м
Мш ш2, Н • м
Мш ш3, Н • м
Мш ш4, Н • м
0
0,000
0,000
0,000
0,000
15
-148,228
-353,310
30
-236,710
-586,010
-290,846
-564,664
-412,291
-842,032
45
-231,642
-623,646
-803,415
-1067,145
60
-144,572
-930,000
75
-18,635
-475,445
-210,084
-854,432
-972,508
-589,964
90
96,095
83,197
-519,227
-21,396
105
166,135
328,428
34,365
596,885
120
183,394
474,980
637,975
1102,585
135
159,542
496,075
1041,387
1328,156
150
112,776
390,492
1039,104
1164,305
Ф, °пкв
Мш ш1, Н • м
Мш ш2, Н • м
Мш ш3, н • м
Мш ш4, Н • м
165
57,432
200,596
624,361
654,774
180
195
0,000
0,000
2,257
-142,290
-282,067
-311,767
0,000
0,000
-212,753
-544,350
-617,611
-312,044
-237,279
-645,981
208,370
-288,226
284,245
827,135
210
225
240
255
270
285
300
315
330
345
360
375
390
405
420
435
450
465
480
495
510
525
540
555
570
585
600
615
630
645
-56,854
-112,590
-160,362
-186,301
-172,815
-108,992
-3,841
108,192
176,992
164,940
85,732
0,000
115,966
82,890
38,658
60,835
132,137
205,227
244,266
238,353
196,819
136,056
66,515
0,000
-213,493
-12,757
236,583
454,736
550,803
465,936
237,980
0,000
172,885
52,619
-83,582
-64,128
94,673
310,041
502,548
617,236
622,773
508,521
283,995
0,000
-266,320
-59,046
-113,161
-160,897
-463,033
-553,436
-185,799
-169,601
-516,170
-357,836
-100,414
-104,734
14,016
194,167
698,739
986,937
1026,888
872,264
610,441
305,325
0,000
-288,655
-564,092
-802,880
-930,502
-857,646
-527,805
16,508
605,636
989,245
967,636
559,128
0,000
51,441
-224,750
-347,312
-106,637
359,141
807,872
1065,068
-867,590
-725,874
1200,408
1295,840
1063,953
570,324
0,000
-148,097
-522,432
-796,845
-767,101
-439,192
87,736
675,016
1157,544
1365,433
1187,585
663,857
0,000
-239,471
-646,552
-868,125
-725,372
-285,012
292,824
844,993
ф, °пкв
Мш ш„ Н м
Мш ш2, Н • м
Мш ш3, Н • м
Мш ш4, Н • м
660
140,530
464,455
1081,847
1232,747
675
690
229,135
617,811
909,542
1347,983
236,408
585,593
633,721
1135,421
705
150,965
359,363
314,408
635,556
720
0,000
0,000
0,000
0,000
Рис. П22.10. Изменение крутящего момента по углу ПКВ на 1-й шатунной
шейке
Ми.ш2> Н-М
500
0
-500
-1000
Л^Л А
V " У'
л
л
ю\
V/
/
3<s o V
10
5!
V
ф,° ПКВ
Рис. П.22.12. Изменение крутящего момента по углу ПКВ на 3-й шатунной
шейке
Построение полярной диаграммы нагрузки
Як.ш = f(K, Т) на третью коренную шейку
Полярная диаграмма нагрузки на третью коренную шейку строится геометрическим суммированием векторов Яшш{1р)9 действующих на втором и
третьем кривошипах. Так как оси данных кривошипов совпадают, определение векторов Яш ш(ф) возможно с использованием одной полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку посредством суммирования на ней
векторов нагрузок, сдвинутых в соответствии с порядком работы и углом
чередования рабочих ходов цилиндров на 360°.
При этом полюс полярной диаграммы нагрузки на коренную шейку будет находиться в точке ОЪ отстоящей от полюса диаграммы нагрузки на шатунную шейку на расстояние, равное значению центробежной силы инерции кривошипа:
Кгк -mKr
42
/
ч2
ом Ю-* = 200-0,04- 3,14-6 000 •Ю-6 = 3,155 МПа.
30 J
30
/
Масштаб полярной диаграммы нагрузки на коренную шейку принимается вдвое меньше масштаба исходной полярной диаграммы.
Полярная диаграмма нагрузки на третью коренную шейку представлена
на рис. П22.14.
- К, МПа
J
л
!
О
^
2
Krui
Кгк
—11j<
S
Oi
-2
1
4-
'о2
Г, МПа
АНАЛИЗ УРАВНОВЕШЕННОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ
При выполнении данного раздела динамического расчета необходимо:
• привести схему кривошипно-шатунного механизма проектируемого
двигателя;
• изложить тактику анализа внешней уравновешенности двигателя данной компоновочной схемы;
• провести оценку статической и динамической уравновешенности коленчатого вала;
• определить назначение и выбор схемы размещения противовесов на
коленчатом валу;
• произвести расчет статического момента противовесов;
• провести оценку уравновешенности двигателя по суммарным силам
инерции масс, совершающих возвратно-поступательное движение и их моментам;
• произвести расчет для режима номинальной мощности двигателя максимального значения неуравновешенных силовых факторов и оценить целесообразность использования для их уравновешивания специальных уравновешивающих механизмов;
• при использовании в двигателе уравновешивающих механизмов выполнить их конструктивную проработку;
• представить схемы механизмов, принципиально позволяющих уравновесить неуравновешенные силовые факторы (без конструктивной их проработки).
Анализ уравновешенности двигателя
с линейным расположением цилиндров 2Р (5 = 180°)
Анализ проведем на примере двухцилиндрового двигателя с расположением цилиндров в один ряд и с кривошипами, расположенными под углом
8 = 180°.
Данный двигатель имеет диаметр цилиндров D = 100 мм, ход поршня
f
S = 100 мм (так как радиус кривошипа г = 50 мм), Х = — = 0,28 и номиналь-
ны
ную частоту вращения яном = 5 000 мин-1.
Схема кривошипно-шатунного механизма данного двигателя приведена
на рис. П23.1.
Анализ уравновешенности будем проводить в предположении, что двигатель 2Р (8 = 180°) представляет собой совокупность двух условных одноцилиндровых двигателей (ОД), кривошипы которых развернуты относительно друг друга на угол 8 = 180° и которые вращаются синхронно. На каждый из этих кривошипов действует комплекс силовых факторов,
вызывающих неуравновешенность двигателя (Рл, PJU, Кп Мопр). Значения и
направления действия силовых факторов определяются положением криво-
р
тъ
к,Г( 1)
pj:1(2)
Л
ZMonp
к,r(2)
Рис. П23.1. Схема уравновешивания сил инерции двигателя 2Р (5 = 180°)
Рис. П23.2. Схема уравновешивания центробежных сил
двигателя 2Р (8 = 180°)
шипа каждого ОД относительно положения его верхней мертвой точки.
Суммируясь по длине двигателя, одноименные силовые факторы ослабляют
или усиливают неуравновешивающее действие друг друга, а также вызывают возникновение продольных моментов, уравновешивающихся реакциями опор двигателя.
На рис. П23.2 приведена схема коленчатого вала двигателя 2Р (5 = 180°),
из которой следует, что вал статически уравновешен, так как ^ Ж =
+
+
= 0.
Условие динамического уравновешивания
= 0 в данном двигателе
не выполняется, поскольку здесь
= Кд. Для уравновешивания используется система противовесов на продолжении крайних щек вала двигателя,
создающая пару сил Кпр = Мст прсо2 = тпррпрСо2, которая на плече b формирует
момент Л/ур = КпрЬ, уравновешивающий 2^МГ = Кд = m/xo2a.
Из сказанного следует, что динамическое уравновешивание вала будет
г
иметь место при
М ст пр- т'"г'
г—.
Масса элементов, совершающих вращательное движение
2
nD
тг=тк + *ш пт ш = < + \ к тш
Iш у
v An у
V
определяется по статистическим данным табл. 2.1 и 2.5, согласно которым
т'к = 200 кг/м2; т'ш = 2В = 200 кг/м2; ^
Аи
= 0,27;
т г = [200+(1 -0,27) - 200] 3,14 4 0,12 = 2,7 кг.
Расстояния между осями цилиндров (а - 120 мм) и между крайними щеками вала (b = 225 мм) устанавливаются по результатам компоновки
кривошипно-шатунного механизма на продольном разрезе. Статический
момент противовесов
«=2,7-0,05-^ = 0,0725 кг м.
пр = щ г ^ = 2,7 • 0 , 0 5 ^
b
0,225
В проектируемом двигателе уравновешенными являются суммарная
сила инерции 1-го порядка
= 0 и суммарный момент сил инерции 2-го
порядка Х^уп =
Неуравновешены в двигателе:
• суммарная сила инерции 2-го порядка Х^ун = 2A,Ccos2<p;
• суммарный момент сил инерции 1-го порядка
= Cacosqx
Наиболее существенно из перечисленных силовых факторов на уравновешенность двигателя влияет суммарный момент сил инерции 1-го порядка, для его уравновешивания может быть использован специальный механизм, схема которого приведена на рис. П23.3.
Противовесы на дополнительных валах этого механизма (их угловые
скорости +ю и -со) создают на плече b пары сил, формирующие следующие
моменты:
M^=K^b = Mcrnp(o2b;
= K~pb = Мст прсо2Ь.
Рис. П23.3. Схема механизма, уравновешивающего суммарный момент сил
инерции 1-го порядка
Уравновешивание суммарного момента
„ имеет место при
\Жст пр = —/и7г—.
М
1
а
Значение масс, совершающих возвратно-поступательное движение,
определяется по статистическим данным, приведенным в табл. 2.1:
I
m
ml+^nC
j = "п
ш
nD2
3,14 0,12
= Г1,35100+0,27>2001
=1,48 кг.
J
4
4
Расстояние между противовесами на дополнительных валах определяется по компоновочному чертежу: b = 270 мм.
Статический момент противовесов
1
0,12
М.с т п р = ^ г ^ = 0,5 1,48 0 , 0 5 ^ = 0,016кгм.
0,27
I
b
Суммарную силу инерции второго порядка можно уравновесить частью
механизма Ланчестера, состоящего из двух валов, вращающихся со скоростями ±2ю и установленных на них противовесов со статическим моментом
1¥Л
М
/
ст пр2- ~9~ i;Щг | = 2 • (0,125 • 0,28 • 1,48 • 0,05) = 0,005 кг м.
\
Неуравновешенность по суммарной силе инерции Х^ун сравнительно
невелика и этот силовой фактор в большинстве конструкций оставляют
неуравновешенным.
П И cos
Максимальна суммарная сила инерции
Р
2<Р = 0.
Для уравновешивания этого силового фактора можно использовать специальный механизм, схема которого приведена на рис. П23.4.
В данном двигателе максимальная сила инерции 2-го порядка
Рис. П23.4. Схема механизма,
уравновешивающего суммарную
силу инерцию 2-го порядка
- 2(0
и t
<0у/ / Рпр2
мст.пр.2
/
- 2ф
пр2
Хунтах = 2 ХС = 21т^
ппном
= 2 Xntjr 30
V
'3,14-5 ООО42
= 2-0,28-1,48-0,05
= 11361 н.
30
v
/
Двигатель 2Р (5 = 180°) имеет неравномерное чередование рабочих ходов
соответственно через 180 и 540° поворота коленчатого вала, что обусловливает его повышенную неуравновешенность по опрокидывающему моменту.
Анализ уравновешенности V-образного двигателя
Анализ проведем на примере восьмицилиндрового двигателя с углом
развала цилиндров у = 90° и крестообразным коленчатым валом с 5 = 90°.
Двигатель 8V (у = 90°) имеет диаметр цилиндров D = 100 мм, ход поршня
f
Аи
S - 100 мм, радиус кривошипа г - 50 мм, X = — = 0,28 и номинальную частоту вращения пном = 5 000 мин 1 .
Схема кривошипно-шатунного механизма данного двигателя приведена
на рис. П23.5.
При анализе уравновешенности двигатель 8V (у = 90°) можно представить как совокупность четырех двухцилиндровых V-образных двигателей
(2V) с углом развала цилиндров у = 90°, т.е. кривошипы которых расположены в двух плоскостях, находящихся под углом 90°, и которые вращаются
синхронно.
При анализе уравновешенности V-образного многоцилиндрового двигателя с у = 90° каждый условный двухцилиндровый двигатель, состоящий из
кривошипа и одноименных цилиндров правого (п) и левого (л) рядов, заменяется кривошипом со следующими приложенными к нему силами (рис.
П23.6): силой, направленной по его оси от центра вращения
r=K;+C
10,
W
Я1уп
R = K'r+C = (m'r + rrij)rсо2,
и суммарной силой
XPyn=V2XCcos2<p,
направленной поперек двигателя перпендикулярно оси вала (где т\ = тк +
+ 2тш к).
С учетом сказанного на рис. П23.7 представлена силовая схема
кривошипно-шатунного механизма анализируемого двигателя.
На каждом из кривошипов этого двигателя действуют силы Я 0 4) и
Х^но 4), геометрическая сумма которых
4
=
+^2) + ^3) + ^4) = О,
а момент этих сил
1 ^ = ^ ( 1 - 4 ) + ^ Л (2—3) •
Здесь момент сил R{[) и Я{4), действующий в плоскости 1 и 4-го кривошипов
МтА) - R3a = (m'r + ntj )гсо2 За,
а момент сил
и Я0)9 действующий в плоскости 2 и 3-го кривошипов,
\МR( 2,3)= Яа = (m'r + ntj )г(д2а.
уВ(4)
/в
УЩ2)
^^
Ф1 = 18°26'
пр
Модуль суммарного момента сил R
1мs
2_3) - >/шRa - yj\$(m'r
4)+
+
/ я
у
) г с о
2
д .
Плоскость действия момента
расположена под углом 18°26' к плоскости 1-го кривошипа.
Для уравновешивания данного момента в этой плоскости на продолжении крайних щек располагаются два противовеса, центробежные силы которых Кпр создают на плече b уравновешивающий момент М^ = Мст прсо2Ь и
необходимый для уравновешивания статический момент противовесов
MCTnp=VTo (m'r + ntj )г
о
Значение масс, совершающих вращательное движение
2
KD
J
A
l
К
=
т'г=тк + An п т.,.
\т,
<+2
ш
ш
V An
V ш
определяется по статистическим данным, приведенным в табл. 2.1 и 2.5, согласно которым
т'к = 300 кг/м2; т'ш = 2В = 200 кг/м2; ^
An
= 0,27;
/и; = [300 + 2 ( 1 - 0 , 2 7 ) - 2 0 0 ] ^ ^ - = 4,65 кг,
Iш
ш
я£>2
= [1,35>100+0,27 200] 3,14 4 0,12 = 1,48 кг.
Значение а = 120 мм и b = 510 мм определяются по компоновочным чертежам кривошипно-шатунного механизма.
Статический момент противовесов
Мст пр = >Я0 (m; + rrij
=>/10(4,65+1,48) • 0 , 0 5 ^ " = 0,23 кг-м.
b
0,51
Суммарная сила инерции 2-го порядка
S^yil = S^yil(l) +
+
+ 2^11(4) =
Суммарный момент сил инерции 2-го порядка
8
=0.
Двигатель 8V (у = 90°) при наиболее распространенном порядке работы
цилиндров 1л— 1п— 4л— 4п— 2п— Зл— Зп— 2л— 1л обеспечивает равномерное, через 90 °ПКВ, чередование рабочих ходов.
РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ОФОРМЛЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА
При графическом оформлении чертежей необходимо:
• соблюдать существующие чертежные стандарты и ЕСКД;
• поперечный и продольный разрезы двигателя выполнять в соответствии с ГОСТ 2.109—73 карандашом на ватмане;
• принимать формат чертежного листа А1 согласно ГОСТ 2.301 —68;
• масштаб чертежей по ГОСТ 2.109—73 принимать натуральным (1:1);
• конструкции всех сборочных единиц прорабатывать достаточно полно
и пояснять их необходимым числом сечений, разрезов и выносок;
• на чертежах проставлять диаметр цилиндра D и его ход S (или радиус
кривошипа г).
Для всех видов чертежей ГОСТ 2.109—73 устанавливает одну основную
надпись, которую размещают в правом нижнем углу чертежа.
После вычерчивания в тонких линиях и тщательной проверки разрезов
двигателя с позиции соблюдения правил ЕСКД и соответствия размеров
вычерченных элементов расчетным руководитель утверждает проект, после
чего производится обводка чертежей и окончательное их оформление.
Расчетно-пояснительную записку (ГОСТ 2.105 — 95 и 2.106—68) окончательно оформляют на основе черновых записей, которые составляются в
процессе проектирования. Расчетно-пояснительную записку пишут разборчивым почерком на одной стороне стандартной писчей бумаги формата А4.
Расчет каждой детали или элемента системы выделяется с помощью соответствующего подзаголовка.
Необходимо выполнить эскиз детали, привести расчетную схему и дать
расчетный режим работы. Также следует указать марку материала детали и
его механические свойства.
На всех страницах текста записки необходимо выполнить рамку, оставив слева и справа страницы поля шириной 20 мм (слева — для брошюровки, справа — для вынесения результатов расчета), а сверху и снизу — шириной 5 мм.
Запись вычислений следует производить по следующей схеме: формула—
числовые значения входящих в нее величин—результат—размерность.
Расчетно-пояснительная записка должна содержать:
• оглавление;
• задание на проект;
• тепловой расчет двигателя;
• динамический расчет двигателя и анализ его уравновешенности;
• расчет деталей двигателя и элементов его систем;
• принципиальные схемы систем смазывания и охлаждения спроектированного двигателя;
• заключение;
• список использованной литературы (ГОСТ 7.32—91).
Список использованной литературы приводится в конце записки.
Структура его оформления следующая:
• фамилия и инициалы автора;
• название работы;
• выходные данные книги и число ее страниц.
Расчетно-пояснительная записка должна иметь обложку и титульный
лист, принятые и утвержденные на кафедре.
Оформленная пояснительная записка и чертежи представляются на проверку и подпись преподавателю-консультанту, решением которого проект
допускается к защите на комиссии.
При защите курсового проекта необходимо кратко изложить основные
параметры и особенности конструкции спроектированного двигателя, а
также обосновать принятые в процессе проектирования решения.
ПЕРЕЧЕНЬ ВОПРОСОВ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ К ЗАЩИТЕ КУРСОВОГО
ПРОЕКТА
Тепловой расчет ДВС
1. В чем состоят принципиальные различия между четырехтактным и
двухтактными рабочими циклами двигателей? По какому циклу работает
проектируемый двигатель?
2. Как определить степень сжатия двигателя по индикаторной диаграмме?
3. Как определить индикаторную работу двигателя по индикаторной диаграмме, выполненной в р — V координатах?
4. Как по результатам теплового расчета возможно охарактеризовать
уровень тепловых и механических потерь в двигателе?
5. Какие основные показатели двигателя определяются по его внешним
скоростным характеристикам?
6. Что означает термин форсирование двигателей? Какие способы форсирования двигателей вам известны?
7. Какие виды топлив используются в ДсИЗ и дизелях? Какие основные
характеристики описывают их эксплуатационные свойства?
8. Какой показатель определяет количество воздуха, необходимое для
полного сгорания одного килограмма жидкого моторного топлива?
9. По какому показателю оценивается качество топливовоздушной
смеси? Как он изменяется по нагрузочным характеристикам ДсИЗ и дизеля?
10. Какие показатели используются для оценки качества организации
процессов газообмена? Как эти показатели изменяются в зависимости от
скоростного и нагрузочного режимов работы ДсИЗ и дизеля?
И. Какие конструктивные приемы применяются для увеличения наполнения цилиндров в двигателях без наддува?
12. Чем отличаются друг от друга понятия такт и процесс работы двигателя?
13. С какой целью осуществляются опережение открытия и запаздывание закрытия впускных (выпускных) клапанов? Как фазы газораспределения связаны с типом и быстроходностью двигателя?
14. Как интерпретируется круговая диаграмма фаз газораспределения?
Покажите на индикаторной диаграмме моменты открытия (закрытия)
впускных (выпускных) клапанов.
15. Назовите принципиальные особенности организации процессов смесеобразования и сгорания топливной смеси в ДсИЗ и дизелях. Каково
физико-химическое содержание отдельных фаз сгорания топливной смеси в
этих двигателях?
16. Какие нарушения нормального протекания процесса сгорания характерны для ДсИЗ? Чем вызываются эти нарушения и какие методы используются для их устранения?
expert22 для http://rutracker.org
17. Как определить среднее индикаторное давление p t по индикаторной
диаграмме?
18. В чем состоит различие между индикаторными и эффективными показателями? Какие индикаторные и эффективные показатели определены в
тепловом расчете?
19. Какие показатели характеризуют экономичность и работоспособность рабочего цикла двигателя? Как эти показатели изменяются при вариациях скоростного и нагрузочного режимов работы в двигателях различного типа?
Системы питания двигателя топливом и воздухом
1. Какой тип карбюраторов используется в конструкциях ДсИЗ?
2. Какие сервисные системы входят в состав конструкций карбюраторов? Поясните назначение и принцип функционирования.
3. Какие недостатки присущи карбюраторным системам питания ДсИЗ?
Каковы перспективы их использования в новых конструкциях двигателей?
4. Какие системы впрыскивания топлива используются в современных
ДсИЗ? Дайте характеристику каждой из них. В чем состоят преимущества
двигателей с системами впрыскивания по сравнению с карбюраторными
двигателями?
5. В чем состоит отличие организации процесса топливоподачи в дизелях с различными способами организации рабочего процесса?
6. В чем заключается разница между традиционными и перспективными
системами питания дизелей? Как осуществляется дозирование топлива в
том и в другом случаях?
7. Какие системы наддува используются в современных ДВС? Каковы
особенности их использования в двигателях различного типа и назначения?
8. С какой целью, в каких случаях и каким образом применяется промежуточное охлаждение наддувочного воздуха?
9. Какие способы организации работы турбины турбокомпрессора используются в современных двигателях?
10. С какой целью и каким образом реализуется регулирование наддува?
Кинематика КШМ
1. Какие типы КШМ применяются в поршневых ДВС? В чем состоит их
конструктивное и функциональное различие?
у
2. Как влияет значение Х = — на кинематику КШМ двигателя?
Аи
3. В каких фазах рабочего цикла имеют место экстремальные значения
перемещения, скорости и ускорения поршня?
4. Чем объясняется наличие составляющих 1-го и 2-го порядков в законах движения поршня?
5. Как изменятся кинематические параметры КШМ при увеличении и
уменьшении длины шатуна?
Динамика и конструкция КШМ
1. Какие силы нагружают элементы КШМ при работе двигателя?
2. Какими свойствами обладают газовые силы и чем они уравновешиваются? Как рассчитать зависимость Рт =Лф)?
3. С какой целью вводится поправка Брикса при развертывании индикаторной диаграммы по углу ПКВ?
4. Как осуществляется переход от действительной системы масс КШМ к
динамически эквивалентной системе?
5. Какие силы инерции действуют в КШМ? Как определяются для эквивалентной системы КШМ массы, совершающие возвратно-поступательное
и вращательное движение?
6. Какие массы в эквивалентной модели замещают шатун и исходя из
каких условий определяются их значения?
7. В каких фазах рабочего цикла (при каких значениях (р) равны нулю
силы N, КиТ?
8. Как определяются массы, совершающие вращательное движение?
9. В каких точках графика сил инерции возникают экстремальные значения? Чему равна скорость поршня в этих точках?
10. В каком случае нормальная сила К может быть равна нулю в точках,
где
0? Чему равна скорость поршня в этот момент?
11. Как определить на графике сил инерции амплитуду силы РА? Как
определить на графике сил инерции амплитуду силы PjUl
12. Какие силы нагружают шатунную шейку коленчатого вала? Как
определяется их равнодействующая?
13. Как производится построение полярной диаграммы нагрузок на шатунную шейку (ПДНШШ)? Для чего она используется?
14. При каких допущениях строится теоретическая диаграмма износа шатунной шейки? Для чего она используется при проектировании двигателя?
15. Как изменится ПДНШШ при увеличении (уменьшении) частоты
вращения коленчатого вала в два раза?
16. Как определить положение оси коренной шейки по ПДНШШ?
17. Как изменится характер ПДНШШ при замене поршня из алюминиевого сплава на поршень из чугуна?
18. Как определить положение шатуна для заданной на ПДНШШ произвольной точки?
19. Что определяется по развернутой по углу поворота кривошипа
ПДНШШ? При конструировании какого элемента двигателя и каким образом используются эти данные?
20. Как формируется суммарный крутящий момент двигателя М?.
21. Каков алгоритм построения зависимости М1Ъ = Лф)? К а к определяется период изменения и среднее значение крутящего момента (Л/,т)ср?
22. Как изменится (M/Z)cp при замене поршня из алюминиевого сплава
на поршень из чугуна?
23. Каким показателем и на каком режиме работы двигателя оценивается неравномерность крутящего момента? Какие конструктивные параметры
двигателя влияют на его значение?
24. Чем вызывается неравномерность хода двигателя? По какому показателю она оценивается? Какие конструктивные параметры двигателя на нее
влияют?
25. В чем состоит назначение маховика (дать полный ответ)?
26. Какими силовыми факторами вызываются колебания двигателя на
подвеске? При каких условиях возникают резонансные колебания в системе
двигатель—подвеска?
27. Что является причиной возникновения связанных колебаний двигателя на подвеске?
28. Какие требования предъявляются к конструкции подвески двигателя?
29. Какие силовые факторы вызывают внешнюю неуравновешенность
двигателя?
30. В чем заключается причина технологической неуравновешенности
двигателя?
31. Как уравновешиваются суммарные силы инерции PJb PJU и А^иих
моменты? Как этот вопрос решен в проектируемом двигателе?
32. С какой целью устанавливают противовесы на самоуравновешенных
коленчатых валах?
33. Как осуществляется фиксация коленчатого вала от осевого смещения? Чем вызываются осевые смещения коленчатого вала?
34. Какие элементы обычно устанавливаются на переднем носке коленчатого вала?
35. В чем состоит разница между полноопорными и двухпролетными коленчатыми валами? Каковы преимущества и недостатки конструкций двигателей с двухпролетными и полноопорными коленчатыми валами?
36. Какие существуют методы упрочнения коленчатых валов?
37. Каковы особенности конструкции шатунных и коренных подшипников двигателя?
38. В каких случаях и с какой целью в качестве коренных и шатунных
подшипников используют подшипники качения? Как они монтируются на
коленчатом валу? Как монтируется коленчатый вал с подшипниками качения в корпусе двигателя?
39. Какие компоновочные схемы корпусов ДВС используются в автодвигателестроении? Из каких конструкционных материалов выполняются корпуса ДВС? По какой схеме выполнен корпус проектируемого двигателя?
40. Какие конструктивные мероприятиями используются для повышения жесткости и надежности остова двигателя без существенного увеличения его массы?
41. В чем состоит конструктивное различие между сухой и мокрой гильзами? Какие конструктивные и технологические мероприятия используются для повышения их долговечности и надежности? В чем заключаются достоинства и недостатки негильзованных блоков цилиндров?
42. Что является причиной и каковы последствия кавитационного износа цилиндров? Какие конструктивные приемы используются для уменьшения вредного воздействия кавитационных процессов на цилиндры двигателя?
43. Какие требования предъявляются к конструкции съемных крышек
коренных подшипников? Как осуществляются их крепление и фиксация
относительно верхней части коренного подшипника?
44. С какой целью крышки коренных подшипников объединяют в единый блок, либо каждую из них блокируют с помощью болтов с боковыми
стенками картера?
45. Каково функциональное назначение головки цилиндров? Какие элементы и системы двигателя монтируются на головке цилиндров? Какая зона
головки цилиндров является наиболее термонагруженной и как эта проблема устраняется в двигателях различного типа?
46. С какой целью и каким образом осуществляется уплотнение газового
стыка? Каковы конструкция и материал прокладок используемых для уплотнения газового стыка ДсИЗ и дизелей?
47. Какие требования предъявляются к силовым шпилькам (болтам) и
каково их конструктивное исполнение?
48. Какие силы нагружают силовые шпильки при работе двигателя? По
какому показателю и на каком режиме работы двигателя оценивается их работоспособность?
49. Как сказывается на работоспособности силовой шпильки (болта) податливость элементов газового стыка?
50. Какие функциональные требования предъявляются к конструкции
поршня и отдельных его элементов?
51. Пояснить функциональное назначение днища, уплотняющего пояса
и юбки поршня.
52. Какие конструктивные приемы используются для устранения «холодных стуков» поршня в ДсИЗ и дизелях?
53. Как взаимодействуют между собой юбка поршня и стенка цилиндра
при перекладке поршня? С какой целью юбкам поршней современных двигателей по образующей придается бочкообразная форма? Какую форму по
образующей имеет головка поршня?
54. Через какие элементы конструкции поршня отводится теплота от его
днища в систему охлаждения?
55. Из каких соображений выбирается число компрессионных колец,
устанавливаемых в уплотняющем поясе поршня?
56. С какой целью минимальный диаметр юбки поршня принимается
большие, чем максимальный диаметр его головки?
57. Из каких соображений юбке поршня и его головке в плане придается
овальная форма? Как сориентированы большие оси этих овалов относительно продольной оси поршневого пальца?
58. Какие типы поршневых пальцев применяются в поршневых ДВС?
В чем состоят их достоинства и недостатки?
59. Отчего возникают и какой характер носят основные эксплуатационные дефекты поршневых пальцев?
60. Какие конструктивные приемы используются для решения проблемы «горячих стуков» защемленных поршневых пальцев?
61. В чем заключаются принципиальные отличия в конструкции компрессионных и маслосъемных поршневых колец? Какие особенности
конструкции компрессионных колец обусловливают их насосное действие?
62. С какой целью поршневым кольцам придается форма, обеспечивающая грушевидные или овальные эпюры давления на зеркало цилиндра?
63. Какие конструктивные схемы шатунов применяются в поршневых
ДВС? Каковы формы стержня шатуна и какие используются конструкционные материалы?
64. Какие конструктивные формы имеют основные элементы конструкции шатуна?
65. Какими конструктивными способами и с какой целью выравнивается удельное давление в верхней и нижней зонах подшипниковой втулки
поршневой головки шатуна?
66. Почему двутавр сечения стержня шатуна располагается в плоскости
его качания?
67. Какие конструктивные схемы кривошипной головки используются в
шатунах автотракторных двигателей? Области рационального использования неразъемных, разъемных с прямым и косым разъемом кривошипных
головок шатуна?
68. Каковы принципиальные особенности в конструкции шатунных
болтов? По какому параметру и на каком режиме работы двигателя оценивается работоспособность шатунных болтов?
69. Какие конструктивные и технологические способы применяются для
упрочнения элементов шатунной группы?
Механизм газораспределения
1. Какие функции выполняет МГР в современных автотракторных двигателях? Какие требования предъявляются к конструкциям МГР?
2. Сколько клапанов на один цилиндр устанавливается в современных
ДВС и с чем это связано?
3. Сколько кулачковых валов и в каких случаях может быть установлено
на двигателе? Как относится частота вращения кулачкового вала к частоте
вращения коленчатого вала в четырехтактных двигателях?
4. Как осуществляется привод распределительных валов при их верхнем,
среднем или нижнем расположении?
5. Как осуществляется привод клапанов при нижнем и верхнем расположениях распределительных валов?
6. Как и с какой целью используется управление фазами газораспределения?
7. Как и с какой целью фиксируются распределительные валы от осевых
перемещений?
8. Какие конструктивные особенности отличают впускные и выпускные
клапаны? Какие способы используются для увеличения термостойкости
выпускных клапанов?
9. С какой целью и каким образом осуществляется принудительный поворот клапанов при их подъеме?
10. Какие способы применяются для повышения износостойкости контактных поверхностей конструкций клапанов?
И. Какие функции выполняют направляющие втулки клапанов? Какие
конструктивные и технологические особенности направляющих втулок современных двигателей позвляют минимизировать расход моторного масла
на угар?
12. С какой целью в системе привода клапанов используются гидравлические толкатели и гидрокомпенсаторы?
13. Из каких материалов изготовляются седла клапанов? Как они фиксируются в головке цилиндров? Что в их конструкции предусмотрено для облегчения процедуры притирки клапанов?
14. В чем состоит основное назначение клапанных пружин? С какой целью и каким образом устанавливаются две пружины на один клапан?
15. Для каких целей и в каких случаях применяются цилиндрические с
переменным шагом навивки и конические клапанные пружины?
16. Можно ли в случае поломки одной из пружин продолжать движение
с одной пружиной? Что для этого следует предпринять?
17. Как профилируется кулачок по заданному закону образования его
профиля? Перечислите профили кулачков, спрофилированные по этому методу.
18. Какой принцип заложен в построение профиля кулачка по методу
«полидайн»?
19. Почему кулачки, спрофилированные по методу Курца, называются
безударными.
Системы охлаждения
1. Какие типы систем охлаждения применяются в поршневых ДВС? В чем
состоят их достоинства и недостатки и какова область их рационального использования?
2. Каковы перспективы использования систем воздушного охлаждения в
современных автотракторных двигателях?
3. Чем отличаются жидкостные системы охлаждения ДсИЗ и дизелей?
4. Чем вызывается кавитационный срыв потока в жидкостном тракте?
Какие конструктивные мероприятия используются для повышения кавитационной устойчивости системы?
5. Каким образом регулируется производительность систем жидкостного
охлаждения по воздушному и жидкостному трактам?
6. Какие системы охлаждения называются закрытыми? Какие устройства обеспечивают сохранение работоспособности системы при перегреве и
понижении температуры охлаждающей жидкости при остановке двигателя?
7. Какие конструкции термостатов применяются в поршневых ДВС? Каковы их преимущества и недостатки?
8. Что представляют собой программируемые термостаты? Для каких целей и каким образом они используются в современных двигателях?
9. Как может осуществляться привод вентилятора системы жидкостного
охлаждения современных автотракторных двигателей?
10. Какие типы вентиляторов применяются в системах жидкостного и
воздушного охлаждения?
И. Как различаются между собой конструкции охлаждающих решеток
радиатора?
12. Какие показатели используются для характеристики конструкции
охлаждающих решеток радиатора?
13. Какими величинами определяются тепловые и гидравлические характеристики радиаторов?
14. Какие охлаждающие жидкости применяются в поршневых ДВС?
Смазочная система
1. С какой целью подводится смазочная среда к узлам трения в поршневых ДВС?
2. Какие устройства включает в себя система смазывания поршневых
ДВС и каково их функциональное назначение?
3. По какому принципу организован подвод смазочного материала к отдельным узлам трения в автотракторных ДВС?
4. Что представляют собой современные моторные масла? По каким параметрам определяются их эксплуатационные качества?
5. Как подбирается масло для проектируемого двигателя?
6. Какой вид трения имеет место в подшипниках скольжения коленчатого вала? Что является критерием наличия надежного гидродинамического
трения в них? Как формируется несущий масляный слой?
7. По какому принципу определяется потребный расход масла через подшипники скольжения коленчатого вала?
8. С использованием каких устройств осуществляется очистка моторного масла от продуктов износа?
9. Как организуется охлаждение моторного масла в современных автотракторных двигателях?
10. Какие типы насосов используются в системах смазывания современных автотракторных двигателей и каковы принципы их работы?
И. Как определяются необходимые производительность и напор масляных насосов?
12. Для чего предназначена система вентиляции картера и каков принцип ее функционирования в ДсИЗ и дизелях?
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Автомобильные двигатели / [М.Г.Шатров, И.В.Алексеев, К.А.Морозов
и др.] ; под ред М. Г. Шатрова. — М.: Изд. центр «Академия», 2010. — 464 с.
2. Двигатели внутреннего сгорания. Кн. 1. Теория рабочих процессов :
учебник для вузов / [В. Н. Луканин, И. В.Алексеев, М. Г. Шатров и др.] ; под
ред. В.Н.Луканина и М.Г.Шатрова. — 4-е изд., испр. — М. : Высш. шк.,
2010. - 496 с.
3. Двигатели внутреннего сгорания. Кн. 2. Динамика и конструирование : учебник для вузов / [В. Н. Луканин, И. В.Алексеев, М. Г. Шатров и др.] ;
под ред. В. Н. Луканина и М. Г. Шатрова. — 4-е изд., испр. — М.: Высш. шк.,
2009. - 400 с.
4. Двигатели внутреннего сгорания. Кн. 3. Компьютерный практикум.
Моделирование процессов в ДВС : учебник для вузов / [В.Н.Луконин,
М. Г. Шатров, Т. Ю. Кричевская и др.]; под ред. В. Н.Луконина и М. Г. Шатрова. — 3-е изд., перераб. и испр. — М.: Высш. шк., 2007. — 414 с.
5. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей / [Д. Н. Вырубов, С. И. Ефимов, Н.А.Иващенко и др.] ; под общ. ред. А.С.Орлина и М. Г. Круглова. —
4-е изд., перераб. и доп. — М. : Машиностроение, 1984. — 384 с.
6. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей / под ред. А. С. Орлина и М. Г. Круглова. — М.: Машиностроение, 1983. — 372 с.
7. Колнин А. И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей : учеб.
пособие для вузов / А.И.Колчин, В.П.Демидов. — 4-е изд., стер. — М. :
Высш. шк., 2008. — 496 с.
8. Павлов А. В. Учебное пособие по курсовому проектированию двигателей внутреннего сгорания (конструкция и расчет) / А. В. Павлов,
Е. К. Кореи. — 2-е изд., перераб. и доп. / Изд-е МАДИ. — М.: 1987. — 100 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие
3
Глава 1. Расчет рабочего цикла двигателя
5
1.1. Исходные данные к расчету двигателя
5
1.2. Расчет характеристик рабочего тела
8
1.3. Расчет процессов газообмена
10
1.4. Расчет процесса сжатия
14
1.5. Расчет процесса сгорания
16
1.6. Расчет процесса расширения
27
1.7. Определение индикаторных показателей двигателя
29
1.8. Механические (внутренние) потери и эффективные показатели
двигателя
32
1.9. Определение размеров рабочего объема двигателя
34
1.10. Сводная таблица параметров проектируемого двигателя
36
1.11. Методика построения индикаторной диаграммы
37
1.12. Дополнения к расчету рабочего цикла дизеля с газотурбинным
наддувом
45
Бгава 2. Динамический расчет двигателя
2.1. Общие сведения
2.2. Исходные материалы к динамическому расчету двигателя
2.3. Приведение масс элементов кривошипно-шатунного
механизма
2.4. Диаграмма сил инерции масс КШМ, движущихся возвратнопоступательно
2.5. Диаграммы суммарных сил, действующих в КШМ
2.6. Полярная диаграмма силы, действующей на шатунную шейку
коленчатого вала
2.7. Теоретическая диаграмма износа шатунной шейки
2.8. Диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента
2.9. Анализ уравновешенности двигателя
2.10. Полярная диаграмма сил, действующих на коренные шейки
коленчатого вала
2.11. Диаграммы набегающих крутящих моментов на коренные и
шатунные шейки
Глава 3. Конструирование и оценка работоспособности элементов
двигателя
expert22 для http://rutracker.org
52
52
54
59
62
62
67
70
71
76
77
83
87
3.1. Эскизное проектирование двигателя
3.1.1. Общие предпосылки эскизной проработки конструкции
двигателя
3.1.2. Компоновка двигателя и выполнение его поперечного
и продольного разрезов
3.1.3. Размещение разрезов двигателей на листах
3.1.4. Предпосылки к расчету деталей и узлов двигателя
3.2. Конструирование элементов двигателя
3.2.1. Поршневая группа
3.2.2. Шатунная группа
3.2.3. Коленчатый вал
3.2.4. Корпус двигателя
3.2.5. Механизм газораспределения
3.3. Смазочная система
3.3.1. Общие сведения
3.3.2. Расчет шатунного подшипника скольжения
3.3.3. Расчет масляных насосов с наружным и внутренним
зацеплением шестерен
3.3.4. Расчет масляных насосов с циклоидальным
зацеплением
3.4. Система охлаждения
3.4.1. Приближенный расчет радиатора
3.4.2. Проектировочный расчет радиатора
3.4.3. Расчет вентилятора
3.4.4. Расчет жидкостного насоса
Приложения
Список литературы
II
expert22 для http://rutracker.org
87
87
91
92
96
97
97
103
111
120
126
139
139
141
144
145
146
146
148
154
156
159
253
Учебное издание
Шатров Михаил Георгиевич,
Алексеев Игорь Владимирович,
Богданов Сергей Николаевич,
Горшков Юрий Викторович,
Ерещенко Виктор Евгеньевич,
Иванов Игорь Евгеньевич,
Пришвин Сергей Андреевич,
Сафронов Павел Владимирович
Автомобильные двигатели:
Курсовое проектирование
Учебное пособие
Редактор В. Н. Махова
Технический редактор Н. И. Горбачева
Компьютерная верстка: О. В. Пешкетова
Корректоры Г. С. Власкина, А. /7. Сизова
Изд. № 101113407. Подписано в печать 17.11.2010. Формат 60x90/16. Гарнитура «Ньютон».
Бумага офсетная. Печать офсетная. Усл. печ. л. 16,0. Тираж 1 000 экз. Заказ № 31111.
Издательский центр «Академия», www.academia-moscow.ru
125252, Москва, ул. Зорге, д. 15, корп. 1, пом. 266.
Адрес для корреспонденции: 129085, г. Москва, пр-т Мира, д. 101в, стр. 1, а/я 48.
Тел. 8(495)648-05-07, факс 8(495)616-00-29.
Санитарно-эпидемиологическое заключение N° 77.99.60.953. Д.007831.07.09 от 06.07.2009.
Отпечатано в соответствии с качеством предоставленных издательством
электронных носителей в ОАО «Саратовский полиграфкомбинат».
410004, г. Саратов, ул. Чернышевского, 59. www.sarpk.ru
expert22 для http://rutracker.org
ACADEMA
UШ
—I шс
:S a.°
ас
JQ c=
4 111
5 о
I I tn
=
O >
ешег^21для http://rutrjjker.org
is N 978-5-7695-6858-9
I
reunrj-* псдзд OJUI хп-утм1..™
785769 568589
Издательский центр «Академия»
w w w a c a d e m i a - m o s c o w . ru
