ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Работа добавлена:






ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ на http://mirrorref.ru

3 ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма (КШМ) выполняют для определения суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции.

Анализ сил, действующих в КШМ, необходим для расчета деталей двигателя на прочность и для определения нагрузок на подшипники. Его проводят для определенного режима работы двигателя. В КШМ двигателя рассматривают нагрузки от силы давления газов в цилиндре и сил инерции движущихся масс (силами трения пренебрегают).

В течение каждого рабочего цикла силы, действующие в КШМ, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений, обычно через каждые 10-30 градусов угла поворота коленчатого вала.

Динамический расчет выполняется с помощью ПК, программой, разработанной на кафедре ДВС, в следующем порядке:

  1. Ввод и распечатка исходных данных;
  2. Расчет постоянных величин ;
  3. Организация расчета переменных величин в цикле отi=1 доi=k;
  4. Расчет промежуточных значений ;
  5. Расчет промежуточных значений ;
  6. Расчет промежуточных значений сил и моментов, которые действуют в КШМ ;
  7. Печать результатов расчета;
  8. Еслиi>k, то определяемMe,если нет, то возвращаемся к пункту 3 и делаем расчет заново пока не получимi>k.

После получения результатов вычислений ПК проверяем их на правильность по эффективному крутящему моменту с теплового расчета:

, , что на много меньше 5%. Следовательно можно считать дальше.

3.1 Методика и алгоритм динамического расчета

Для упрощения динамического расчета действительный КШМзаменяют динамично эквивалентной системойсосредоточенных масс, которые движутся возвратно поступательноmjи вращательноmR

Рис. 3.1 - Схема сил и моментов, действующих в центральном КШМ

Массы, которые двигаються возвратно-поступательно, определяются по формуле:

гдеmп- масса поршневого комплекта, кг, аmшп=0,275·mш=0,26кг - часть массы шатунной группы, отнесенная к центру верхней головки шатуна и движущаяся возвратно-поступательно вместе с поршнем.

mп = mпорш + mпк + mпп + mск = 0.509 кг, здесьmпорш - масса поршня;mпк - масса поршневых колец;mпп- масса поршневого пальца;mск - масса стопорных колец поршневого пальца.

Массу шатунной группыmш заменяют системой двух массmшп иmшк при условии:

mш  = mшп  + mшк  = 0,26 + 0,653 = 0,913 кг, гдеmшп=0,26кг - часть массы шатунной группы, отнесенная к центру верхней головки шатуна и движущаяся возвратно-поступательно вместе с поршнем;mшк=0,653кг - часть массы шатунной группы, отнесенная к центру нижней (кривошипной) головки и движущаяся вращательно вместе с центром шатунной шейки коленчатого вала.

Массы, которые двигаються возвратно-поступательно, определяются по формуле:

гдеmк - неуравновешенная  часть кривошипа коленчатого вала. Массаmj сосредоточена в точке А, массаmR- в точке В (рис.3.1).

При построении схемы сил исходной силой является суммарная силаР, действующая на поршень , это алгебраическая сумма силы давления газовРг, действующая на днище поршня, и сил инерцииРj масс деталей, движущихся возвратно-поступательно,Р = Рг + Рj.

Силы давления газов, действующие на днище поршня, заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к оси поршневого пальца:

Рг=(Рцо)Fп , гдеРц -значение давления газов в цилиндре, МПа; Ро- атмосферное давление, МПа;Fп -  площадь поршня, м2.

Сила инерции деталей КШМ, движущихся возвратно-поступательно:

Рj= -mj jп , гдеjп= R2 (cos + cos2 ),здесьjп-ускорение поршня, м/с2;R -радиус кривошипа коленчатого вала, м ; -средняя угловая скорость коленчатого вала, м/с;  ,n=5800 - частота вращения коленчатого вала, мин-1;=0.26 кинематическая постоянная КШМ ( - в современных двигателях, гдеL = 0.134- длина шатуна, м;-угол поворота кривошипа коленчатого вала, п.к.в.).

Разложим силуР, действующую вдоль оси цилиндра, на две составляющие: боковую силуN, перпендикулярную к оси цилиндраN = Ptg, и силуS = Р/cos, направленную вдоль оси шатуна.

Перенесем силу по линии ее действия в центр шатунной шейки кривошипа(S'=S) и разложим ее на две составляющие: нормальную силу, , направленную по радиусу кривошипа, и тангенциальную силуТ, касательную к окружности радиуса кривошипа .

Нормальную силуК перенесем по линии ее действия в центр вала и обозначимК'(К = К'). Приложим в центр вала (точкуО) две равные и противоположно направленные силыТ' иТ" (Т'=Т"=Т), тогда пара силТ иТ' создаст моментМkp, называемый крутящим.

Крутящий момент  передается через коленчатый вал к маховику и трансмиссии автомобиля, а далее на колеса автомобиля.

СилыК' иТ" могут быть сложены; их равнодействующаяS", равная силеS, действующей вдоль шатуна, нагружает коренные подшипники вала. СилаS" может быть разложена на две составляющие:N', перпендикулярную к оси цилиндра, иP", действующую по оси цилиндра.

СилыN' иN образуют пару сил, момент которых называется опрокидывающимМопр и действует на неподвижные части КШМ. МоментМопр направлен против крутящего момента и в соответствии с условием равновесия подвижных деталей механизма в целом по величине равен крутящему моменту:

.

В КШМ действуют также центробежная  сила инерции  вращающихся масс

КR = - mR R2.

3.2 Построение графиков сил

СилыPj, Pг, Р, N, Т иК строятся в масштабе, одинаковом для всех данных величин, по результатам расчета произведенногона ПК. Графики не должны пересекться и должны быть расположены равномерно на листе. Выбираем масштаб:сил = 0,1 кН/мм.

3.3 Построение полярной диаграммы нагрузки на шатунную шейку

графически результирующую силуRшш, действующую на шатунную шейку кривошипа, находим сложением силыS, действующей по оси шатуна, с центробежной силойК, действующей по радиусу кривошипа и возникающей вследствие вращения части массы шатуна, отнесенной к его нижней головке .

Геометрическое место конца вектора  представляет собой полярную диаграмму, ориентированную относительно кривошипа неподвижного коленчатого вала, вращение которого заменяется вращением цилиндра с шатуном в обратную сторону с частотой -w.

Так как сила, то сначала строят полярную диаграмму этой силы, откладывая в прямоугольных координатах с полюсом в точке О значения силТ иКдля разных угловϕ поворота кривошипа от 0 до 7200 П.К.В.с интервалом 300 – от 0 до 3000, 100 – от 300 до 4500 и далее 300 – от 450 до 7200, получая соответствующие им точки конца вектораS.

Полученные точки обозначают позициями и последовательно соединяют плавной кривой, которая и есть полярной диаграммой силыSс полюсом в точке О.

Для получения полярной диаграммы силыRшш нужно полюс О переместить по вертикали вниз на величину вектораК в точку Ош, что есть равнодейственно геометрическому сложению векторовS иК , потому что силаК будет постоянной, еслиw=const,всегда направлена вдоль радиуса кривошипа. Кривая, которая имеет полюс в точкеОш и будет полярной диаграммой нагрузки на шатунную шейку.

3.4 Перестроение полярной диаграммы Rшш в прямоугольные координаты

Для определения средней результирующей за циклRшш ср, а также ее максимальногоRшш max и минимальногоRшш min значений,  полярную диаграмму перестраиваем в прямоугольную систему координат в функции угла поворота коленчатого вала. При построении все значенияRшш считаем положительными и берем их с полярной диаграммы.

Средняя величина результирующей силы:

, гдеF = 94073,65 мм2 - площадь между кривойRшш и осью абсцисс;R = 0,1 кН/мм;l= 720 мм - длина .графика силы по оси абсцисс.Rшш max =20,85 кН ;Rшш min =0 кН.

Зная значенияRшш maxиRшшср можно определить среднюю и максимальную удельные нагрузки на шатунный подшипник, отнесенные до квадратного сантиетра площади его диаметрального сечения.

3.5 Построение условной диаграммы износа шатунной шейки

На основании полярных диаграмм нагрузок на шейки коленчатого вала строим диаграмму условного износа шатунных шеек, что дает возможность определить наиболее и наименее нагруженные участки шатунных шеек, необходимые для правильного определения месторасположения отверстия для подвода смазки.

Кроме того, диаграмма износа дает наглядное представление о характере износа шейки по всей окружности; предполагая, что износ пропорционален действующим на шейку усилиям.

Диаграмму износа шейки строят таким образом. Проводят произвольный круг, который изображает в произвольном масштабе шатунную шейку, делят его на 12 частей и проводят лучи, которые соединяют круг с центром. Дальше допускают, что каждый вектор силыRшш действует в обе стороны от точки приложения на угол 600 градусов (в этом и заключается условность диаграммы).

Определение величин усилий (износа), которые действуют на каждом луче выполняют таким образом:

а) на полярной диаграммеRшш проводят круг произвольного радиуса с центром в точкеОш, разделяют его на 12 частей и нумеруют точки деления так, как и на круге, который изображает шатунную шейку;

б)  на кальке проводят из одной точки три луча под углом 120° и нумеруют их;

в) совмещают точку пересечения лучей на кальке с точкойОш полярной диаграммы и направляют лучI на кальке в направлении вектораRшш;

г) в таблицу заносят значения силRшш  для лучей круга, который изображает шатунную шейку, что находятся между лучамиII иIII на кальке;

д) повторяют выше перечисленные действия для всех силRшш, через каждые 300 ПКВ;

е) в таблице суммируют силыRшш, что действуют на каждом луче круга, который изображает шатунную шейку.

Откладываем на каждом луче от окружности к центру отрезки, соответствующие в выбранном масштабе результирующим величинам сил Rшш, а концы отрезков соединяем плавной кривой, характеризующей износ шейки.

Если точкаОш находится вне контура полярной диаграммыRшш, необходимо определить крайнии точки А и В износа шатунной шейки. Для этого на полярной диаграмме проводят касательныеОшА иОшВ, определяют точкиА иВ, откладывают от каждой из дугу 60° и определяют точки А и В. Переносять точки А и В на диаграмму износа.

Определяем место оси маслянного отверстия, которое будет находиться посередине участка наименьшего износа или между точкуми А и В(м = 22).

Принимаем масштаб сил:Rшш = 5 кН/мм.

Таблица 3.3 - Построение диаграммы износа шатунной шейки

3.6Определение суммарного крутящего момента от всех цилиндров двигателя ΣМкр

В многоцилиндровых двигателях кривошипы коленчатого вала воспринимают крутящий момент моменты, который последовательно добавляется по всей длине вала и дает на его конце суммарный крутящий момент ΣМкр.

Кривую этого моментаΣМкр=f(ϕ) можно построить путем графического суммирования кривыхкрутящих моментов Мкр отдельных цилиндров. При этом кривые отдельных цилиндров должны быть сдвинуты относительно друг друга на угловой интервалQ, который соответствует  интервалу между рабочими ходами в отдельных цилиндрах. Суммарный крутний момент ΣМкропределяют таким способом.

Соответственно принятой схеме коленчатого вала и расположения цилиндров определяют порядок работы двигателя и период изменения суммарного крутящего момента. При ровных интервалах между вспышками момент имеет период изменения , град. ПКВ для четырех тактных двигателей, гдеi – кол-во цилиндров двигателя.

Если интервалы между вспышками не равны, например,  как в двигателях ЯМЗ-236, СМД-60, величинуQпринимают равной сумме интервалов последовательно работающих цилиндров: 90+150 = 240 град. П.К.В. Результаты расчета ΣМкр приводят в виде табл. 3.6

При принятой схеме коленчатого вала,  расположению  цилиндров, порядке работы двигателя(1-3-4-2) и при  равных  интервалах  между вспышками момент ΣМкр  имеет период изменения : ПКВ. Производим расчет крутящего момента ΣМкр и по результатам  вычислений строим кривуюΣМкр=f(ϕ) за период п.к.в.

Таблица 3.4 – Построение графика суммарного крутящего момента

3.7 Определение среднего крутящего момента двигателя ΣМкр. ср.

Среднее значение суммарного крутящего момента двигателяΣМкр.ср. определяем по площади, ограниченной кривой крутящего момента,  двумя ординатами и осью абсцисс:

,

гдеFверх = 784,98мм2,Fниз = 3704,65 мм2 - соответственно положительные и отрицательные площади, заключенные между кривойΣМкр и осью абсцисс,эквивалентные работе, совершаемой крутящим моментом;м = 0,005 кН·м/мм - масштаб крутящего момента;l = 180 мм - длина диаграммы по оси абсцисс.

Средний крутящий моментΣМкр.ср. является индикаторным, так как при построении диаграммы крутящего момента ΣМкр двигателя не учитывались трение и затраты на приведение в действие вспомогательных механизмов и агрегатов двигателя и потери на газообмен. Для получения эффективного крутящего моментаМед , кН·м, учтем механические потери при помощи механического КПД:

Относительная погрешность определения суммарного  крутящего  момента двигателя в динамическом расчете:

что меньше допустимой погрешности = 5 %.

3.8 Расчет маховика

Расчет маховика производим с целью определения махового момента ,  достаточного для обеспечения допустимого падения частоты вращения коленчатого вала (без остановки двигателя) при трогании автомобиля с места; проверки обеспечения допустимой неравномерности хода двигателя.

3.8.1 Определение момента инерции двигателя из условия обеспечения трогания автомобиля с места (J0)

Таккак автомобиль оснащен бензиновым двигателем, то расчетная зависимость выглядит так:

гдеn1 - частота вращения коленчатого вала двигателя перед включением муфты сцепления, необходимая для обеспечения трогания автомобиля с места без остановки двигателя;n2 -минимально-устойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя после включения сцепления, при которой автомобиль движеться на первой передаче. Принимают  -  для легковых автомобилей, принимаю ,Jo- момент инерции всех вращающихся и поступательно движущихся масс двигателя, приведенных к оси коленчатого вала;Ja - момент инерции полной массы автомобиля ma, движущегося со скоростью Va, приведенной  ко  вторичному  валу  коробки передач, кг м2:

, здесьrk = 0.291м - радиус колеса автомобиля с учетом деформации шины (статический под нагрузкой);в - угловая скорость вращения вторичного вала коробки передач;

io = 3,91- передаточное число главной передачи;i1 =3,49 - передаточное число первой передачи коробки передач; = 1,7- коэффициент запаса муфты сцепления;

3.8.2 Проверяем степень неравномерности хода двигателя d по вычисленному значениюJo

Расчетная зависимость:

, где избыточная работа крутящего моментаAизб = Fизб ·м · = 5823,95·5· 0,0175 =509,6 Н·м, Fизб = 5823,95  мм2 - площадь над прямой среднего крутящего момента;м, - масштабы момента, Нм/мм, и угла соответственно ,о = 1 град/мм- масштаб угла.

Для автомобильных и тракторных двигателей= 0,0030,02.С увеличением цилиндров d уменьшаеться. Для бензиновых двигателей , у меня это условие выполняется, следовательно можно продолжать расчет.

3.8.3 Определяем момент инерции маховика

Для бензинового двигателяJм = (0.8 0.9) Jo = 0,85 0,13445 = 0,1143 кг м2.

3.8.4 Определение махового момента и массы маховика

откуда  , гдеJм = 0.583 кгм2 —  момент инерции маховика;dм.ср= 3,5·S=3,5·0,07=0,245м -  средний диаметр обода маховика.

Рис. 3.2 – Схема маховика

Принимаем, что масса маховика сосредоточена в ободе, а  поперечное сечение обода имеет прямоугольную форму. Схема маховика (рис.3.8).

Если разницаmм прототипа иmм , которая получена путем расчета, не превышает 10%, расчет можно заканчивать.

, где =7,28 – масса маховика прототипа.

Ширина обода: ,

где = 7800 кг/м3 - плотность материала маховика (сталь);h =0,11 м - толщина обода.

3.8.5 Проверка по допустимойокружной скорости на внешнем диаметре обода

. Допускаемые значенияVмдля маховиков из стали 100÷120 м/с. У меня это условие собдюдаеться.

Вывод по разделу

В результате произведенных вычислений и построений получены зависимости всех сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, от угла поворота коленчатого вала, кривая суммарного крутящего момента, диаграмма износа шатунной шейки. Определен средний крутящий момент и среднее значение силы, действующей на шатунную шейку.

4 АНАЛИЗ УРАВНОВЕШЕННОСТИ ДВИГАТЕЛЯ

Рис. 4.1 — Схема коленчатого вала

Четырехцилиндровые рядные двигатели приобрели широкое применение на легковых автомобилях (АЗЛК-412, ВАЗ-2106, ЗАЗ-1102, ГАЗ-24 и др.). Все они имеют плоский коленчатый вал из зеркально симметричным расположением кривошипов относительно его середины. Такая схема коленчатого вала обеспечивает достаточную уравновешенность и равномерное дежурство вспышек в цилиндрах. Порядок работы цилиндров можно организовать по двум равноценным схемам: 1-2-4-3 и 1-3-4-2. Угловые интервалы, град ПКВ, между вспышками в каждом из них равны: . Силы и моменты, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются и, если они не уравновешены, вызывают сотрясение и вибрацию двигателя, передающееся раме автомобиля.

Двигатель считается полностью уравновешенным, если при установившемся режиме работы силы и моменты, действующие на его опоры, постоянны по величине и направлению.

Центробежные силы инерции Кr и моменты от них Мr в таком двигателе взаимно уравновешиваются, то есть:

Проанализируем уравновешенность сил инерции первого порядка. Для этого построим диаграммы прямых и обратных векторов для упрощения приϕ1= 0 (рис.4.2).

Рис. 4.2 – Диаграмма прямых (а) и обратных (б) векторов сил инерции первого порядка

Силы инерции первого порядка и их моменты также уравновешены:

Прямые вектора 1, 2, 3, 4, каждый из которых равен С/2, вращаются вместе со своими кривошипами (рис. 4.2 а). Обратные векторы 1, 2, 3, 4, которые также равняются С/2, вращаются с такой же частотой в направлении, противоположному вращению кривошипа, а именно: при повороте кривошипа на уголφ они поворачиваются на угол -φ (рис. 4.2 б). Анализ векторных диаграмм свидетельствует, что прямые и обратные векторыдля отдельных цилиндров взаимно уравновешуються, их равнодействующие   равны нулю при любом положении коленчатого вала. От сюда вытекает, что силы инерции первого порядка маcс, которые движутся обратно-поступательно, взаимно уравновешены, тоесть

Для анализа уравновешенности моментов вот сил инерции также строятся их векторные прямые и обратные диаграммы (рис. 4.3). Как видно из диаграмм, суммарные векторы моментовjn прямых (рис. 4.3 а) и обратных (рис. 4.3 б) фиктивных векторов сил инерции равняются нулю, то есть они взаимно уравновешиваються.

Таким образом, моменты от сил инерции первого порядка взаимно уравновешены, то есть

Рис. 4.3 - Диаграмма моментов от прямых (а) и обратных (б) векторов сил инерции первого порядка

Проанализируем уравновешенность сил инерции второго порядка. Для этого строятся диаграммы прямых и обратных фиктивных векторовλ∙С/2 (рис. 4.4). Прямые векторы цилиндров 1 и 4 на диаграммах направлены вдоль оси ОХ в направлении ее дополнительных значений, потому что двойные углы между кривошипами и осями этих цилиндров, как и одинарные, равняются нулю, то есть

Рис. 4.4 – Диаграмма прямых (а) и обратных (б) векторов сил инерции второго порядка

Кривошипы цилиндров 2 и 3 повернуты относительно кривошипов цилиндров 1, 4 на1800 П.К.В. Поэтому направления фиктивных векторов сил инерции второго порядка масс для них будут такими как и для векторов 1 и 4, потому что П.К.В.Tаким образом, все четыре прямых вектора направленные в один бок. Поэтому они неуравновешенны, то есть  (рис. 4.4 а). Также неуравновешенные и имеют такие же значения и направление равнодействующей обратные векторы  (рис. 4.4б ). Итак, силы инерции второго порядка масс, которые двигаются возвратно-поступательно, в двигателе 4Р неуравновешенны. Зависимость для их равнодействующей имеет вид:

,

а сама сила инерции меняеться во время работы двигателя по гармоническому закону

Полностью уравновесить ее можно с помощью механизма Ланчестера, необходимость применения которого для каждого двигателя устанавливается с помощью критериев уравновешенности. Обычно в автомобильных двигателях 4Р в условиях массового производства этот механизм в связи со сложностью и громоздкостью его не используется. Но некоторые японские автомобильные фирмы (Мазда, Тойота и другие) по требованию заказчика устанавливают этот механизм на автомобилях повышенного комфорта. В отечественной практике такой механизм используется на тракторном двигателе АМ-40 Алтайского моторного завода, и СМД-23 Харьковского завода “Серп и молот”.

Чтобы проанализировать уравновешенность моментов от сил инерции второго порядка, строятся диаграммы для векторов моментов от фиктивных векторов сил инерции  (рис.4.5). Из диаграмм видно, что прямые и обратные векторы моментов взаимно уравновешены.

Рис. 4.5 - Диаграмма моментов от прямых (а) и обратных (б) векторов сил инерции второго порядка

Таким образом и моменты от сил инерции второго порядка  в связи с симметричным расположением цилиндров полностью уравновешены:

Таким образом, в двигателе не уравновешенны только силы инерции поступательно движущихся масс второго порядка и опрокидывающий момент.

Проверим уравновешенность двигателя по критериям уравновешенности Каца- Стечкина- Климова:

  • относительная амплитуда колебаний двигателя в вертикальной плоскости ,

где Gдв=115 кг — сухой вес двигателя; = 607 с-1 — угловая скорость коленчатого вала; D = 0,082 м — диаметр цилиндра; L = 0,62 м, B = 0,525 м, H = 0,7 м — длина, ширина и высота двигателя соответственно; mj= 0,769 кг,

, что меньше допустимого [], т.е. двигатель хорошо уравновешен в вертикальной плоскости;

  • oтнoсительная амплитуда колебаний в горизонтальной плоскости , так как  и  равны нулю.

Таким образом, расчеты показывают, что двигатель хорошо уравновешен.

5 РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

Целью расчета данного раздела:выполнение расчета на прочность     основных деталей ДВС и анализ нагрузок, которые возникают в наиболее нагруженных сечениях деталей, которые приводят как к повышенному износу, так и к их поломке.

5.1 Расчет корпусных деталей

5.1.1 Расчет гильзы цилиндра

Гильзы цилиндров являются наиболее нагруженными деталями двигателя. Они испытывают напряжение от действия сил газов, бокового давления поршня и тепловых нагрузок. Тяжелые условия работы гильз цилиндров приводят к необходимости использовать для их изготовления высококачественные легированные чугуны СЧ28-48 и СЧ35-56 или азотируемую сталь 38ХМЮА.

При расчете гильзы цилиндра на прочность определяю напряжения только от основных нагрузок: максимального давления газов, бокового давления поршня и перепад температур в стенке.

Наиболее опасной нагрузкой является максимальное давление сгорания рZ, вызывающее растягивающее напряжение по образующей цилиндра и по его кольцевому сечению (рис.5.1).

Рис. 5.1 – Расчетная схема гильзы

Расчетная толщина стенки гильзы:

гдеD = 0,082 м – диаметр цилиндра;sz= 55 МПа– допустимое напряжение на растяжение (для чугунных втулокsz = 50¸ 60 МПа, для стальных –sz = 80¸ 100 МПа).

Толщину стенки гильзы принимаем с некоторым запасом прочноститак, чтобы полученное значение было меньше толщины гильзы двигателя-прототипа.

Напряжение растяжения по образующей цилиндра от действия максимального давления газов, МПа:

Суммарное напряжение, МПа: .

Напряжение от нормальной силыNmax , действующейперпендикулярно оси поршневого пальца, определяеться по формулена несущую втулку, МПа:

,гдеМизб– момент что выгибает стенку гильзы под действием нормальной силыNmax ,приложенной посредине оси поршневого пальца, Н·м, гдеa расстояние от оси пальца до ВМТ, м,Rрадиус кривошипа, м;ϕ=4700значение угла поворота коленчатого вала, относительно Nmax,по данным динамического расчета;lотношение радиуса кривошипак длине шатуна;b – расстояние от оси поршневого пальца до НМТ, м;W – момент сопротивления поперечного разреза гильзы, м.

.

Допустимая величина для гильзы цилиндров, изготовление для чугунных – не больше 60 МПа, для стальных – 110 МПа. Это соблюденно в моих расчетах.

Во время работы двигателя между внутренней и внешней поверхностями гильзы возникает температурный перепад, который вызывает тепловое напряжение, МПа:

, гдеЕ=1·105 – модуль упругости материала,aц = 11·10-6 1/К – коэффициент линейного расширения,T = 100÷150 К = 120 К – температурный перепад между внутренней и внешней поверхностями гильзы,m = 0,23÷0,27 = 0,24 – коэффициент Пуассона.

Суммарные напряжения в гильзе от давления газов и перепада температур, МПа:

– на наружной поверхности:;

на внутренней поверхности:

5.1.2 Расчет шпильки головки блока

Силовые шпильки служат для соединения головки блока с блок-картером. Они работают в условиях воздействия на них сил от предварительной затяжки, давления газов и нагрузок, возникающих из-за неравенства температур и коэффициентов линейного расширения материалов головки блока, блок-картера и шпилек. Количество силовых шпилек, их конструктивные размеры и предварительная затяжка должны обеспечивать надежное уплотнение газового стыка на всех режимах работы двигателя. Расчетная схема шпильки показана на рисунке5.2.

Рис. 5.2 – Расчетная схема шпильки

Материалом для изготовления шпилек в карбюраторных двигателях и дизелях служат углеродистые стали с высоким пределом упругости и высоколегированные стали (18ХНМА, 18ХНВА, 40ХНМА и др.).

При нерабочем состоянии в холодном двигателе силовые шпильки нагружены силой предварительной затяжкиPпр , МН, которую определяю по следующей зависимости:,гдеm = 1,5÷2 = 2 – коэффициент затяжки шпилек;c = 0,15÷0,25 = 0,15 – коэффициент основной нагрузки резьбового соединения. По опытным данным с уменьшением диаметра болта значениеc, как правило, также уменьшается,P´zmax – сила давления газов при сгорании, приходящаяся на одну шпильку, МН,pzд– максимальное давление сгорания, МПа,Fk – проекция поверхности камеры сгорания на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра, м2;Fп– площадь поршня, м2;iшп – число шпилек на один цилиндр.

Суммарная сила, растягивающая шпильку, МН:.

Максимальное и минимальное напряжение, МПа, возникающее в шпильке, определяю в сечении по внутреннему диаметру резьбы: ,гдеdв – внутренний диаметр резьбы шпильки,d – номинальный диаметр шпильки,t – шаг резьбы.

Среднее напряжение амплитуды цикла, МПа:

Запас прочности шпильки:

гдеs-1p= 250 МПа– предел усталости при растяжении/сжатии,Ks= 3÷4,5 = 4– коэффициент концентрации напряжений в резьбе,e = 1,2– коэффициент, учитывающий влияние частоты обработки.

5.2 Расчет поршневой группы

5.2.1 Расчет поршня

Больше всего напряженным элементом поршневой группы является поршень, который работает при высоких переменных нагрузках. Расчет поршня с учетом переменной нагрузки очень тяжелый.Стоит понять, что переменные нагрузки учитываются при установлении соответствующих напряжений. Поршни автомобильных и тракторных двигателей изготовляют, в основном, из алюминиевых сплавов и, реже, из чугуна. Чтобы иметь представление о характере нагрузки в опасных сечениях поршня, необходимо рассчитать днище, кольцевую перемычку, ослабленную отверстиями под отведение масла, и максимальные удельные давления на трущихся поверхностях (рис. 5.3).

Рис.5.3 – Схема для расчета поршневой группы

Днище поршня рассчитывают на изгиб от действия силы давления газов, как равномерно нагруженную круглую плиту, которая свободно опирается на цилиндр.

Напряжение изгиба в днище поршня,:

, гдеri – внутренний радиус днища поршня,dп = 5,74 мм –толщина днища поршня,s = 5,7 мм– толщина стенки головки поршня без учета глубины канавки под компрессионное кольцо,t = 8,2 мм – радиальная толщина компрессионного кольца,Dt = 0,8 мм – зазор межде стенками кольца и канавки.

Напряжение сжатия в сечении х-х: ,гдеP максимальная сила давления газов на днище поршня;Fxxплощадь сечения х–х,dkдиаметр поршня по дну канавок;diвнутренний диаметр поршня,nм – число каналов в поршне для отвода масла,F'площадь диаметрального сечения масляного канала.

Напряжение разрыва в сечении х–х: , гдеmxx – масса головки поршня с кольцами выше сечения х–х,wхх – максимальная угловая скорость двигателя на холостом ходу, nxxмаксимальная частота оборотов двигателя на холостом ходу,Рj– сила инерции масс, которые двигаються возвратно-поступательно.

Напряжение в верхней кольцевой перемычке:

— среза:

— изгиба: , где .

— сложное, по теории прочности: .

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

— юбки:

— всего поршня

С целью предотвращения заклинивания поршней при работе двигателя размеры диаметров головкиDг и юбкиDю поршня определяют, исходя из наличия необходимых зазоров между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии.

Диаметры головки и юбки поршня:

гдег ию — необходимые зазоры между стенками цилиндра и поршня в холодном состоянии:

Диаметральные зазоры в горячем состоянии: гдеТц = 383÷388К=385 К, Тг =473÷ 723 К = 590 К, Тю =403÷ 473 К = 450 Ксоответственно температура стенок цилиндра, головки и юбки поршня;То =293К начальная температура цилиндра и поршня,– коэффициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня.

5.2.2 Расчет компрессионного кольца

Компрессионные кольца работают в условиях высоких температур и значительных переменных нагрузок. Изготовляют их из серого или легированного чавуна. Для форсированных двигателей компрессионные кольца изготовляют из легированных сталей.

Расчет колец заключается в определении среднего давления кольца на стенку цилиндра и напряжение изгиба при надевании кольца на поршень в рабочем состоянии.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра:  где Ао= (2,5÷4)·t =3t=33,28 = 9.84 мм — разность между величинами зазоров замка кольца в свободном и рабочем состояниях; t – радиальная толщина кольца; Е = 1,2·105 МПа – модуль упругости материала кольца.

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности разное.Результаты расчетар, а такжек для различных углов приведены в нижестоящей таблице 5.1

Таблица 5.1 — Давление кольца на стенку цилиндра

По данным таблицы 5.1 построена эпюра давлений кольца на стенку цилиндра (рис. 5.4).

Рис. 5.4 — Эпюра давлений компрессионного кольца

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии:

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:,гдеm= 1,57 — коэффициент, зависящий от способа надевания кольца.

5.2.3 Расчет поршневого пальца

Во время работы двигателя поршневой палец поддается влиянию переменных нагрузок, которые приводят к возникновению напряжений изгиба, сдвига, смятия и овализации. В соответствии с отмеченными условиями работы, к материалам, которые применяются для изготовления пальцев, уделяются высокие требования относительно прочности. Этим требованиям удовлетворяют цементируемые малоуглеродистые и легированные стали. Расчет поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки, а также напряжение от изгиба, среза и овализации.

Исходные данные для Сталь 15Х:

Расчетная сила действующая на поршневой палец:

гдеk коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна:

Удельное давление пальца на бобышки поршня:

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца: ,допустимые пределы ,где -отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.

Касательное напряжение среза в сечениях между бобышками и головкой шатуна:

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации:

Напряжение овализции на внешней поверхности пальца:

— в горизонтальной плоскости (точки 1,):

— в вертикальной плоскости (:

Напряжения овализации на внутренней поверхности пальца:

— в горизонтальной плоскости (точки 2,):

— в вертикальной плоскости (точки 4,:

Все напряжения не должны превышать 300÷350 МПа.

Рис. 5.5 Расчетная схема поршневого пальца:

а распределение нагрузки;  б эпюры напряжений.

5.3 Расчет шатунной группы

5.3.1 Расчет поршневой головки шатуна

Рис. 5.6 Расчетная схема шатунной группы

Конструкция шатунов, которые применяются в автомобильных и тракторных двигателях, разнообразна и зависит в основном от типа двигателя и расположения цилиндров. Расчетными элементами шатунной группы является: поршневая и кривошипная головки, стержень шатуна и шатунные болты. На рис.5.6 приведена расчетная схема шатуна.

При работе двигателя шатун поддается влиянию знакопеременных газовых и инерционных сил, а в отдельных случаях эти силы создают ударные нагрузки. Поэтому шатуны изготовляют из углеродистых или легированных сталей, которые имеют высокий уровень прочности от усталости. Шатуны карбюраторных двигателей изготовляют из стали марок 40, 45, 45Г2, а дизелей - из стали с высшими границами прочности и текучести 40Х, 18ХНВА, 49ХНМА.

Механические свойства сталей приведены в дополнении А. Для повышения прочности от усталости шатуны после штампования поддают механической и термической обработке - полированию, обдувке дробью, нормализации, закалке и отпуску.

Верхняя головка шатуна рассчитывается на разрыв в сечении I-I (рисунок. 5.6) от действия сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс поршневого комплекта и верхней головки шатуна.

Максимальное напряжение растяжения:

mвгмасса части головки выше сечения I -I ,mш – масса шатуна,lш – длина поршневой головки шатуна,hг – радиальная толщина стенки головки,dг– внешний диаметр головки,d – внутренний диаметр головки.

5.3.2 Расчет стержня шатуна

Стержень шатуна рассчитывается на прочность от усталости от действия знакопеременных суммарных сил, которые возникают при работе двигателя. При этом расчет осуществляется на ростяжение от силы инерции и на сжимание от максимального значения суммарных сил в сечении В – В (рис. 3.1). Расчет осуществляется на ростяжение от силы Рр= - Рjmax, МН, и на сжимание от силыРсж = Рmax , МН, взятых из динамического расчета.

Площадьсреднего сечения:, гдеhш = 0,08 м,bш = 0,018 м,aш =tш = 0,003 м– конструктивные размеры в сечении В – В.

Напряжение от сжимающей силы:

Напряжение от растягивающей силы:

Среднее напряжение и амплитуда за цикл:

Запас прочности в сечении ВВ определяется по пределу усталости:

гдеs=1,3 – коэффициент, учитывающий влияние чистоты обработки,1=0,12 – коэффициент, зависящий от характеристики материала,s-1р= 180÷250 = 250 МПа –граница усталости во время растяжения-сжатия.

5.3.3 Расчет кривошипной головки

Точний розрахунок кривошипної голівки дуже утруднений унаслідок неможливості повного урахування впливу конструктивних параметрів. Наближений розрахунок кривошипної голівки шатуна зводиться до визначення напруження вигину у середньому перетині кришки голівки від інерційних сил, що мають максимальне значення на початку впускання при роботі двигуна на режимі максимальної частоти обертання на холостому ході.

Максимальная сила разрыва:

гдеmкр масса крышки кривошипной головки,mп – масса поршневой группы,mшп иmшк – соответственно массы шатунной группы, которые выполняют поступательное и вкащательное движения,mш – масса шатунной группы.

Напряжение изгиба крышки с учетом общей деформации вкладышей:Cб – расстояние между шатунными болтами,Iв иI – мометы инерции соответственно вкладыша и крышки в расчетном сечении,Wиз – момент сопротивления расчетного сечеия крышки без расчета ребер жесткости,r1 – внутренний радиус кривошипной головки шатуна,lк – длина кривошипной головки,dшш – диаметр шатунной шейки,tв – толщина стенки вкладиша,Fг – суммарная площадь крышки и вкладыша в расчетном сечении.

5.3.4 Расчет шатунных болтов

Шатунные болты поддаются ростяжению от действия сил инерции масс поршня и шатуна, которые двигаются возвратно-поступательно, так и оборотных масс шатуна, расположенных над плоскостью кривошипной головки. Кроме того, болты растягиваются и от действия силы предыдущего затягивания.

Шатунные болты должны иметь высокую механическую прочность и надежность. Изготовляют их из стали 35Х, 40Х, 35ХМА, 37ХН3А. В случае больших усилий при затягивании, болты изготовляют из легированной стали с высшими пределами текучести - 18ХНВА, 20ХН3А, 40ХН, 40ХНМА.

При работе двигателя силы инерции хотят разорвать болты. В связи с этим они должны быть затянуты настолько, чтобы не была нарушенная плотность соединения при действии этой силы.

Cила предварительной затяжки: , гдеiб – количество шатунных болтов.

Суммарная сила растягивающая болты:

Максимальные и минимальные напряжения, возникающие в болте: гдеdв– внутренний диаметр нарезки болта,d – номинальный диаметр нарезки болта,t – шаг резьбы.

Среднее напряжение и амплитуды цикла:

Запас прочности болта: ,гдеК= 3÷4,5 =3,2 – коэффициент концентрации напряжений в резьбе,= =1,2 – коэффициент, учитывающий влияние чистоты обработки,s-1р =250 МПа – граница усталости при ростяжении-смятии.

5.4 Расчет коленчатого вала

Коленчатый вал – самая сложная в конструктивном отношении и больше всего нагруженная деталь двигателя, которая воспринимает периодические нагрузки от сил давления газов, сил инерции и их моментов. Действие этих сил и моментов приводит к возникновению в материале коленчатого вала значительных напряжений скручивания, изгиба, и ростяжения-сжатия. Кроме того, периодически переменные моменты вызывают крутильные колебания вала, что создают дополнительные напряжения кручения.

Таким образом, через исключительно сложные и тяжелые условия работы коленчатого вала высокие требования предъявляються к механическим свойствам материалов, которые применяются для изготовления коленчатых валов. Материал коленчатого вала должен иметь высокую прочность и вязкость, большое сопротивление износа и напряжением от усталости, сопротивление действию ударных нагрузок и достаточную твердость. Такие свойства присущи правильно обработанным углеродным и легированным сталям, а также высококачественным чугунам. Коленчатые валы отечественных автомобильных и тракторных двигателей изготовляют из сталей 40, 45, 45Г2, 50, специального чагуна, а для форсированных двигателей - из высоколегированных сталей 18ХНВА, 40ХНМА и др.

Сложная форма коленчатого вала, многообразие действующих на него сил и моментов, характер изменения которых, зависит от жесткости вала и его опор, а также ряд других причин не позволяет провести точный расчет коленчатого вала на прочность. В связи с этим в курсовых и дипломных работах выполняется упрощенный расчет коленчатого вала.

Вал рассматривается в виде кривошипа, который представляет собой разрезную двохопорную балку, какая изолированна от влияния других кривошипов (рис. 5.7).

Упрощенный расчет проводим для одного положения кривошипа, которое соответствует максимальной суммарной силе. При этом положении кривошипа определяются значенияреакций в опорах, МН.

Рис. 5.7 — Расчетная схема коленчатого вала

5.4.1 Определение реакций на опорах:

5.4.2 Расчет шатунной шейки

Шатунная шейка испытывает напряжение изгиба в плоскости кривошипа от силы Ки в плоскости, перпендикулярной кривошипу, от силы Т, а также кручение от силы Т.

Напряжение изгиба в плоскости кривошипа:

Напряжение изгиба в плоскости, перпендикулярной кривошипу:

гдеМиз изгибающий момент,Wиз момент сопротивления изгибу,-внешний и внутрений диаметры шатунной шейки.

Суммарное напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Приведенное напряжение:

5.4.3 Расчет щеки

Щека испытывает напряжение сжатия или растяжения от силы К, напряжение изгиба в плоскости кривошипа от силы К, напряжение изгиба в плоскости, перпендикулярной кривошипу, от силы Т и напряжение кручения от силы Т.

Напряжение сжатия (растяжения):

Напряжение изгиба в плоскости кривошипа от силы К:

Напряжение изгиба в плоскости, перпендикулярной кривошипу, от силы Т:

Напряжение кручения от силы Т:

— на широкой стороне щеки:

— на узкой стороне щеки: ,здесь иkкоэффициенты зависящие от отношенияh/b= 4.

Допускаемые напряжения для стальных коленчатых валов []=80÷ 100 МПа.

6 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ И СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ

6.1 Расчет механизмов газораспределения

Рис. 6.1 – Расчетная схема проходного сечения в клапане

Общие сведения.

Для газообмена в существующих автомобильных и тракторных двигателях применяются клапанные механизмы, выполненные в основном по двум конструктивным схемам: с верхним и нижним расположением клапанов. В настоящее время большинство двигателей имеет верхнее расположение клапанов.

При конструировании клапанного механизма необходимо стремится к максимально возможному удовлетворению противоположных требований:

  1. получению максимальных проходных сечений, обеспечивающих хорошее наполнение и очистку цилиндра;
  2. сокращению до минимума массы подвижных деталей газораспределительного механизма для уменьшения инерционных нагрузок.

Проектирование механизма газораспределения начинают с определения проходных сечений в седле клапанаFКЛ и в горловинеFГОР. Площадь проходного сечения в клапане определяют при условии неразрывности потока несжимаемого газа по условной средней скорости в сечении седла при максимальном подъеме клапана на режиме номинального числа оборотов:

– средняя скорость поршня,  – площадь поршня,iкл=1 – число одноименных клапанов на цилиндр,Wвп=102,25 м/с - скорость газа в проходном сечении впускного клапана,Wвып=153,375 м/с – скорость газа в проходном сечении выпускного клапана.

Проходное сечение в горловине не должно ограничивать пропускную способность впускного (или выпускного) тракта. Учитывая, что через горловину проходит стебель клапана, ее площадь обычно принимают:

Диаметр горловины:

Эти диаметры не должны превышать значений: , что соблюдаеться. А еще , что тоже выполняеться.

Максимальную высоту подъема клапана при известных значенияхFк,d иa=300 можно определить по формуле:

Приa=300 берут ближе к нижнему пределу, что соблюдаеться в моих расчетах.

6.2 Расчет системы смазки двигателя

Масляная система обеспечивает смазку деталей двигателя с целью уменьшения трения, предотвращения коррозии, удаления продуктов износа и частичного охлаждения его отдельных узлов. Расчет системы смазки сводится к определению расходных характеристик системы и определению на их основе конструктивных параметров ее агрегатов. В зависимости от типа и конструкции двигателей применяют систему смазки разбрызгиванием, под давлением и комбинированную. Большинство автомобильных двигателей имеют комбинированную систему смазки.

6.2.1 Расчет масляного насоса

Одним из основных элементов системы смазки является масляный насос, обеспечивающий подачу масла к трущимся поверхностям движущихся частей двигателя. По конструктивному исполнению масляные насосы бывают шестеренчатыми и винтовыми. Первые из них отличаются простотой, компактностью, надежностью в работе и являются наиболее распространенными в автомобильных двигателях.

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

Циркуляционный расход масла зависит от количества отводимого им от двигателя тепла. Для современных автомобильных ДВС величина отводимого тепла составляет (1,5 ÷ 3,0)% от общего количества тепла, введенного в двигатель с топливом.

Общее количество тепла, которое выделяеться в ДВС:где:  - часовой расход топлива.

Количество тепла, уносимое маслом:

Циркуляционный расход масла в системе:

где:  - плотность масла,  - теплоемкость масла,  - температура подогрева масла в ДВС.

Для стабилизации давления масла в системe двигателя циркуляционный расход масла обычно увеличивают в два раза:

В связи с утечкой масла через торцевые и радиальные зазоры насоса расчетную производительность его определяем с учетом объемного коэффициента подачи:где  - коэффициент подачи насоса.

Размеры шестерни определяют из уравнения, которое связывает расчетную производительность насоса с его конструктивными параметрами:  где   - высота зуба шестерни,b – длина зуба,z=(6÷12)=10 –числозубъев в шестерне, шт.,  - частота вращения шестерни,  - окружная скорость вращения шестерни, - диаметр внешней окружности шестерни.

Откуда:

Мощность, затрачиваемая на привод масляного насоса:

где: - давление масла в системе, - КПД масляного насоса.

Диапазон рекомендуемых значений мощностей, затрачиваемых на привод масляного насоса: .

6.2.2 Расчет подшипников

Расчет подшипников скольжения на основе гидродинамической теории смазывания заключается в определении минимально допустимого зазора между валом и подшипником, при котором хранится надежное жидкостное трение. Расчет выполняется на режиме максимальной мощности. Минимальный слой смазывания в подшипнике за гидродинамической теорией смазывания: где μ – динамическая вязкость масла, Нс/м2,n –частота вращения коленчатого вала двигателя, мин-1,d – диаметр вала, мм,kcp – среднее удельное давление на поверхность подшипника, МПа,χ= Δ /d – относительный зазор, Δ  - диаметральный зазор между подшипником и валом, мм;с=1+d/l – коэффициент, характеризующий геометрию вала в подшипнике;l – длина опорной поверхности подшипника, мм. Значения параметров:

μ(М10А) при Т=373К =0,00843 Нс/м2; п=5800 мин-1;d= 52 мм – шатунная шейка;d=60 мм – кореннаяшейка;l=27÷30 мм.

Расчет ведем по меньшему диаметру, по шатунной шейке: ,   ,

Коэффициент запаса надежности подшипника:  гдеhkp – величина критического шара масла в подшипниках, при котором возможен переход жидкостного трения в сухое. Определяется по формуле:  , гдеhв=hn=(0,0002÷0,00008)=0,0005 –чистое шлифование. Запас надежности превышает допустимое значение.

6.3 Расчет элементов системы охлаждения

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

В автомобильных двигателях применяют системы двух типов: жидкостную и воздушную. Каждая из отмеченных систем имеет свои преимущества и недостатки.

Конструктивные элементы системы охлаждения рассчитывают исходя из количества тепла, которое отводится от двигателя в единицу времени. В расчетах эту величину, Дж/с, рекомендуется определять по зависимости: цилиндров,D = 8,2 см –диаметр цилиндра,m =0,6÷0,7=0,65 – показатель степени,a= 0,88 – коэффициент избытка воздуха,Нн = 44000 кДж/кг – низшая теплота сгорания топлива,Н`н = 36688,64 кДж/кг – низшая теплота сгорания топлива с учетом химической неполноты сгорания.

Расчет жидкостной системы охлаждения

6.3.1 Расчет жидкостного насоса

Средняя теплоемкость водысож = 4187 Дж/(кгК).

Средняя плотность водыож = 1000 кг/м3.

Напор, создаваемый насосомрж = 10104 Па.

Циркуляционный расход воды в системе охлаждения, м3/с: , гдеж = 10 К - температурный перепад воды при принудительной циркуляции.

Расчетная производительность насоса, м3/с: , где = (0,8÷0,9)=0.85 - коэффициент подачи насоса.

Мощность,  потребляемая водяным насосом, кВт: , гдем= (0,7÷0,8)=0,75 - механический КПД водяного насоса. Это должно составлять не более 0,5÷1,0% от мощности двигателя, что и выполняется.

6.3.2 Расчет радиатора

Радиатор представляет собой теплообменный аппарат для воздушного охлаждения воды, поступающей от нагретых деталей двигателя. Расчет заключается в определении поверхности охлаждения, необходимой для передачи тепла от воды к окружающему воздуху.

Количество тепла отводимого от двигателя и передаваемого от воды к охлаждающему воздуху, Дж/с:

Поверхность охлождения радиатора, м2: , гдеК = 160— коэффициент теплопередачи радиатора, Вт/(м2К),  - средняя температура воды в радиаторе, - температура воды перед радиатором,  - температурный перепад воды в радиаторе, - средняя температура охлаждающего воздуха, проходящего через радиатор, - расчетная температура воздуха перед радиатором, - температурный перепад воздуха в решотке радиатора.

Количество воздуха, проходящего через радиатор, кг/с: , гдесвозд = 1000 Дж/(кг·К) - средняя теплоемкость воздуха.

Массовый расход воды, проходящей через радиатор, кг/с:

6.3.3 Расчет вентилятора

Расчет вентилятора сводится к определению его основных параметров: диаметра лопаток, частоты вращения, потребляемой мощности.

Вентилятор служит для создания направленного потока, который обеспечивает отвод теплоты от радиатора. Расчет вентилятора сводится к определению его основных параметров: диаметра лопаток, частоты вращения, мощности, затрачиваемой на его повод.

Продуктивность вентилятора, м3/с:  гдеρвозд - плотность воздуха при средней его температуре в радиаторе, кг/м3. Определяется по формуле: гдеp0– давление окружающей среды, МПа,p0=0,1;R0 – газовая постоянная воздуха,R0=287Дж/(кг∙К).

Мощность, кВт, потребляемая вентилятором: гдеηв = 0,36 – КПД вентилятора,Δртр – сопротивление воздушного тракта,Δртр= 600÷1000 Па = 800 Па.

Проверка: , что соблюдено в моих расчетах.

Фронтальная поверхность радиатора, м2:гдеωвозд-скорость воздуха перед фронтом радиатора без учета скорости движения автомобиля,ωвозд= 6÷24 = 15 м/с.

Диаметр вентилятора, м:

Круговая скорость вентилятора, м/с, зависит от напора вентилятора и его конструкции:

Частота вращения вентилятора, мин-1, при известной круговой скорости:

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

После произведенных расчетов и построений получено увеличение эффективной мощности разрабатываемого двигателя (Ne=56,33 кВт) на 1,3% от мощности прототипа (Ne=55,6 кВт). По результатам расчета построена индикаторная диаграмма. Получены зависимости всех сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, от угла поворота коленчатого вала; кривая суммарного крутящего момента; диаграмма износа шатунной шейки. Определен средний крутящий момент и среднее значение силы, действующей на шатунную шейку. Рассчитываемый двигатель хорошо уравновешен. Согласно произведенному расчету, поршень пригоден к работе. Выполнен расчет основных параметров элементов газораспределительного механизма, а также системы охлаждения.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.  Автомобильные двигатели / под ред. М.С.Ховака, - М.: Машиностроение, 1977.

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

3.  Краткий автомобильный справочник НИИАТ. -М.: Транспорт, 1982.

4.  Шуваев С.М., Башлай С.И. Методические указания  к выполнению динамического расчета ДВС студентами специальности 15.05 при выполнении курсовых и дипломных проектов на кафедре двигателей внутреннего сгорания. –Харьков: ХАДИ, 1991.

5.  Тимченко И.И., Жадан П.В. Методические указания  к выполнению теплового расчета двигателя, анализа уравновешенности двигателя, расчета на прочность деталей двигателя, расчета систем двигателя в контрольной работе, курсовых и дипломных проектах студентов специальностей 15.04, 15.05 и 24.01. -Харьков: ХАДИ, 1990.

ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ на http://mirrorref.ru


Похожие рефераты, которые будут Вам интерестны.

1. Тепловой расчет двигателя на ЭВМ

2. Расчет двигателя внутреннего згорания

3. Расчет поршневого двигателя и турбокомпрессора

4. Тепловой расчет карбюраторного двигателя

5. Тепловой расчет двигателя внутреннего сгорания

6. РАСЧЕТ ЦИКЛА ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ ПРИ ПОСТОЯННОМ ДАВЛЕНИИ

7. Расчет трехфазного короткозамкнутого асинхронного двигателя серии 4А

8. Расчёт авиационного реверсивного электрического двигателя с последовательным возбуждением

9. Расчет трехфазного асинхронного двигателя с короткозамкнутым ротором на мощность 13 кВт

10. Динамический анализ механизмов

5 stars - based on 250 reviews 5