Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > автомобили
Название:
Тепловой расчет и тепловой баланс карбюраторного двигателя автомобиля ГАЗ-2110

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: автомобили

Цена:
1 грн



Подробное описание:

Содержание

Тепловой расчёт карбюраторного двигателя ЗМЗ-402
Процесс впуска
Процесс сжатия
Процесс сгоранияПроцесс расширения и выпуска
Индикаторные параметры рабочего цикла
Эффективные показатели двигателя
Основные параметры цилиндра и двигателя
Построение индикаторной диаграммы
Тепловой баланс карбюраторного двигателя
Кинематика расчёта карбюраторного двигателя
Расчёт динамики карбюраторного двигателя
Уравновешивание двигателя

Расчёт поршневой группы карбюраторного двигателя
Расчёт поршневых колец двигателя ЗМЗ-402
Расчёт поршневого пальца двигателя ЗМЗ-402

Список используемой литературы

 

 

 


ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Тепловой расчёт карбюраторного двигателя проводится в соответствии с исходными данными, указанными в задании (табл. 1.1).
При проведении теплового расчёта для нескольких скоростных режимов обычно выбирают 3-4 основных режима. Для бензиновых двигателей такими режимами являются:

Таблица 1.1
Параметры Исходные данные
Тип автомобиля ГАЗ-2310
Тип двигателя Карбюратор
Тип трансмиссии Механическая трансмиссия
Эффективная мощность двигателя, кВт 73,5
Частота вращения коленчатого вала n, мин-1 4500
Число цилиндров 4
Степень сжатия 8,2
Коэффициент избытка воздуха а 0,93
Давление окружающей среды Р0, МПа 0,1
Температура окружающей среды Т0, К 293
Температура остаточных газов Тг , К 1040
Коэффициент выделения теплоты, ξ 0,95
1) режим минимальной частоты n = 600.. .1000 мин-1, обеспечивающий устойчивую работу двигателя.
2) режим максимального крутящего момента при n = (0,4...0,6) nN.
3) режим максимальной (номинальной) мощности при nN.
4) режим максимальной скорости движения автомобиля при n = (1,05…1,20) nN .
С учётом приведённых рекомендаций и задания на проектируемый двигатель тепловой расчёт последова¬тельно проводится при n = 1000, 3200, 4500 мин-1.
Топливо. В соответствии с заданной степенью сжатия ε = 8,2 можно использовать бензины марок Премиум-95 и АИ-98 ЭК.
Средний элементарный состав и молекулярная масса бензина

С = 0,855; Н = 0,145 и тт = 115 кг/кмоль.

Низшая теплота сгорания топлива

Ни = 33,91C + 125,60H − 10,89(O - S) - 2,51(9H + W) =
= 33,91 ∙ 0,855 + 125,6 ∙ 0,145 - 2,5 - 9 ∙ 0,145 = 43,93 МДж/кг = 43 930 кДж/кг.

Параметры рабочего тела. Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива

L_0= 1/0,208 (C/12+ H/4- O/32)= 1/0,208 (0,855/12+ 0,145/4)=
= 0,516 кмоль возд. / кг топл.;

l_0= 1/0,23 (8/3 C+8H-O)= 1/0,23 (8/3 0,855+8⋅0,145)=
= 14,957 кг возд. / кг топл.
Коэффициент избытка воздуха устанавливается на основании следующих соображений. На современных двигателях устанавливают многокамерные карбюраторы, обеспечивающие получение почти идеального состава смеси по скоростной характеристике. Возможность применения для рассчитываемого двигателя двухкамерного карбюратора с обогатительной системой и системой холостого хода позволяет получить при соответствующей регулировке как мощностной, так и экономичный состав смеси. Стремление получить двигатель достаточно экономичный и с меньшей токсичностью продуктов сгорания, которая достигается при α = 0,93...0,98, позволя¬ет принять α = 0,93 на основ¬ных режимах, а на режимах минимальной частоты вращения α = 0,86 (рис. 1.1).


Рис. 1.1. Исходные параметры для теплового расчёта карбюраторного двигателя


Далее непосредственный числовой расчёт будет проводиться только для режимов максимальной мощно¬сти, а для остальных режимов окончательные значения рассчитываемых параметров приводятся в табличной форме.
Количество горючей смеси

M_1= αL_0+ 1⁄m_(т ) ,

mт – молекулярная масса паров топлива, кг/моль;
• для карбюраторного двигателя

M1 = 0,93 • 0,516 + 1/115 = 0,48858 кмоль гор. см / кг топл.,

k – постоянная величина, зависящая от отношения количества водорода к окислу углерода (для бензина k = 045…0,5).
Количество отдельных компонентов продуктов сгорания при k = 0,5 и принятых скоростных режимах:

M_(〖CO〗_2 )= C/12-2(1-α)/(1+K) 0,208L_0= 0,855/12-2(1-0,93)/(1+0,5) 0,208⋅0,516=
= 0,06125 кмоль CO2 / кг топл.;

M_CO=2(1-0,93)/(1+0,5) 0,208⋅0,516=0,01 кмоль СО/кг топл.;

M_(H_2 O)= H/2- 2K (1-α)/(1+K) 0,208L_0= 0,145/2- 2⋅0,5(1-0,93)/(1+0,5) 0,208⋅0,516=
= 0,0575 кмоль H2O / кг топл.;

M_(H_2 )=2K (1-α)/(1+K) 0,208L_0=2⋅0,5(1-0,93)/(1+0,5) 0,208⋅0,516=
= 0,015 кмоль H2 / кг топл.;

M_(N_2 )=0,792αL_0=0,792⋅0,93⋅0,516=0,3801 кмоль N2 / кг топл.

Общее количество продуктов сгорания:

M_2= M_(〖CO〗_2 )+M_CO+ M_(H_2 O)+ M_(H_2 )+ M_(N_2 )= C⁄12+ H⁄2+ 0,792αL_0=
= 0,06125 + 0,01 + 0,0575 + 0,015 + 0,3801 = 0,52385 кмоль пр. сг / кг топл.

Параметры Рабочее тело
N 1000 3200 4500
А 0,86 0,93 0,93
M_1 0,4525 0,48858 0,48858
M_(〖CO〗_2 ) 0,0512 0,06125 0,06125
M_CO 0,0200 0,01000 0,01000
M_(H_2 O) 0,0625 0,05750 0,05750
M_(H_2 ) 0,0100 0,00150 0,00150
M_(N_2 ) 0,3515 0,38010 0,38010
M_2 0,4952 0,52385 0,52385


Параметры окружающей среды и остаточные газы. Давление и температура окружающей среды при работе двигателей без наддува pк = р0 = 0,1 МПа и Тк = Т0 = 293 К.
Температура остаточных газов. При постоянных значениях степени сжатия ε = 8,2 температура остаточных газов практически линейно возрастёт с увеличением скоростного режима при α = const, но уменьшается при обогащении смеси. Учитывая уже определённые значения п и α, можно принять значения Тr для расчётных режимов карбюраторного двигателя по рис. 1.1 при номинальных режимах Tr = 1040 К.
Давление остаточных газов рr за счёт расширения фаз газораспределения и снижения сопротивлений при конструктивном оформлении выпускных трактов рассчитываемого двигателя можно принять на номинальном скоростном режиме:

p_rN=1,18p_0=1,18∙0,1=0,118 МПа;
тогда величины давлений на остальных режимах будут
pr = p0(1,035 + Ap ∙ 10-8 ∙ n2),
где Ap =(prN – p0 ∙ 1,035) ∙ 108/(n_N^2 ∙ p0) ;
при nN = 4500 мин-1
Ар = (0,118 – 0,1 ∙ 1,035) ∙ 108/(45002 ∙ 0,1) = 0,71605;
при nN = 3200 мин-1
pr = 0,1(1,035 + 0,71605 ∙ 10-8 ∙ 32002) = 0,1108323;
при nN = 1000 мин-1
pr = 0,1(1,035 + 0,71605 ∙ 10-8 ∙ 10002) = 0,1106605.

ПРОЦЕСС ВПУСКА

Температура подогрева свежего заряда. С целью получения хорошего наполнения двигателей на номинальных скоростных режимах принимается ΔTN = 8 °С для карбюраторного двигателя. Тогда на остальных режимах значения ΔT рассчитываются по формуле

∆T = АТ(110 – 0,0125n) = 0,15 ∙ 40 = 6 К;

где АТ = ∆T_N/(110 – 0,0125nN) = 8/(110 – 0,0125 ∙ 4500) = 0,15;

при nN = 3200 мин-1

∆T = 0,15 ∙ (110 – 0,0125 ∙ 3200) = 0,15 ∙ 70 = 10,5;

при nN = 1000 мин-1

∆T = 0,15 ∙ (110 – 0,0125 ∙ 1000) = 0,15 ∙ 97,5 = 14,625.

Плотность заряда на впуске

ρ0 = p0 ∙ 106/(R_в T_0) = 0,1 ∙ 106/(287 ∙ 293) = 1,189 кг/м3,

где Rв = 287 Дж/(кг•град) – удельная газовая постоянная для воздуха.

Потери давления на впуске. В соответствии со скоростными режимами
(n = 4500 мин-1) и при учёте качественной обработки внутренних поверхностей впускных систем можно принять для карбюраторного двигателя β2 + ξвп = 2,8 и ωвп = 95 м/с. Тогда ΔРа на всех скоростных режимах двигателей рассчитывается по формуле
∆P_a=(β^2+ ξ_вп ) A_n^2 n^2 p_k 〖10〗^(-6)/2,

где A_n= ω_вп/n_N;

при nN = 4500 мин-1

∆P_a = 2,8 ∙ 0,21112 ∙ 45002 ∙ 1,189 ∙10-6 / 2 = 0,015020352,

где A_n= ω_вп/n_N.

Потери давления на впуске карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

An = 95/4500 = 0,02111;

при nN = 3200 мин-1

∆P_a = 2,8 ∙ 0,021112 ∙ 32002 ∙ 1,189 ∙ 10-6 / 2 = 0,007595476;

при nN = 1000 мин-1

∆P_a = 2,8 ∙ 0,021112 ∙ 10002 ∙ 1,189 ∙ 10-6 / 2 = 0,000741746.

Давление в конце впуска в карбюраторном двигателе:
при nN = 4500 мин-1

P_a= P_0- ∆P_a= 0,1 – 0,0150 = 0,085 МПа;

при nN = 3200 мин-1

P_a= P_0- ∆P_a= 0,1 – 0,0076 = 0,0924 МПа;

при nN = 1000 мин-1

P_a= P_0- ∆P_a= 0,1 – 0,00074 = 0,09926МПа.

Коэффициент остаточных газов. При определении γr для карбюраторного двигателя без надува принимается коэффициент очистки φоч = 1, а коэффициент дозарядки на номинальном скоростном режиме – φдоз = 1,10, что вполне возможно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30…60°. При этом на минимальном скоростном режиме (n = 1000 мин-1) возможен обратный выброс в пределах 5 %, т.е. φдоз = 0,95. На остальных режимах значения φдоз можно получить, приняв линейную зависимость φдоз от скоростного режима. Тогда (см. рис. 1.1)

при nN = 4500 мин-1

γ_r= (T_0+ ∆T)/T_r (φ_оч p_r)/(εφ_доз p_a- φ_оч p_r )= (293+6)/1040 0,118/(8,2∙1,1∙0,085-0,118)=0,0522968;

при nN = 3200 мин-1
γ_r= (T_0+ ∆T)/T_r (φ_оч p_r)/(εφ_доз p_a- φ_оч p_r )= (293+10,5)/1000 0,118/(8,2∙1,025∙0,0924-0,118)=0,0543756;

при nN = 1000 мин-1

γ_r= (T_0+ ∆T)/T_r (φ_оч p_r)/(εφ_доз p_a- φ_оч p_r )= (293+14,625)/900 0,118/(8,2∙0,950∙0,09926-0,118)=0,061555.

Температура в конце впуска в карбюраторном двигателе
T_a= (T_0+ ∆T+ γ_r T_r )/(1+ γ_r );

при nN = 4500 мин-1

T_a= (T_0+ ∆T+ γ_r T_r )/(1+ γ_r ) =
= (293 + 6 + 0,0522968 ∙ 1040)/(1 + 0,0522968) = 335,83 K;

при nN = 3200 мин-1


T_a= (T_0+ ∆T+ γ_r T_r )/(1+ γ_r ) =
= (293 + 10,5 + 0,0543756 ∙ 1000)/(1 + 0,0543756) = 339,42 K;

при nN = 1000 мин-1

T_a= (T_0+ ∆T+ γ_r T_r )/(1+ γ_r ) =
= (293 + 14,625 + 0,061555 ∙ 900)/(1 + 0,061555) = 341,97 K.

Коэффициент наполнения карбюраторного двигателя

η_v= T_0/(T_0+ ∆T) 1/(ε-1) 1/p_0 (φ_доз εp_a- φ_оч p_r );

при nN = 4500 мин-1

η_v= T_0/(T_0+ ∆T) 1/(ε-1) 1/p_0 (φ_доз εp_a- φ_оч p_r )=

= 293/(293+6)∙1/(8,2 - 1)∙ 1/0,1 (1,1 ∙ 8,2 ∙ 0,085 – 1 ∙ 0,118) = 0,8828917;

при nN = 3200 мин-1


η_v= T_0/(T_0+ ∆T) 1/(ε-1) 1/p_0 (φ_доз εp_a- φ_оч p_r )=

= 293/(293 + 10,5)∙1/(8,2 - 1)∙1/0,1 (1,025 ∙ 8,2 ∙ 0,0924 – 1 ∙ 0,1108) = 0,8927587;

при nN = 1000 мин-1


η_v= T_0/(T_0+ ∆T) 1/(ε-1) 1/p_0 (φ_доз εp_a- φ_оч p_r )=


= 293/(293 + 14,625)∙1/(8,2 - 1)∙1/0,1 (0,950 ∙ 8,2 ∙ 0,09926 – 1 ∙ 0,1107) = 0,8764395.


Параметры Процесс впуска и газообмена
n 1000 3200 4500
α 0,86 0,93 0,93
T_r 900 1000 1040
p_r 0,1107 0,1108 0,1180
∆T 14,625 10,5 6,0
∆p_a 0,000741746 0,007595476 0,0150203352
pa 0,09926 0,0924 0,085
φ_доз 0,950 1,025 1,100
γ_r 0,061555 0,054376 0,052297
Та 342 339 336
η_v 0,8764 0,8928 0,8829


ПРОЦЕСС СЖАТИЯ

Средний показатель адиабаты сжатия k1 (при ε = 8,2, а также рассчитанных значениях Та ) определяется по номограмме (рис. 1.2), а средний показатель политропы сжатия n1 принимается несколько меньше k1. При выборе n1 учитывается, что с уменьшением частоты вращения теплоотдача от газов в стенки цилиндра увеличивается, а n1 уменьшается по сравнению с k1 более значительно:

• для карбюраторного двигателя при nN = 4500 мин-1, Ta = 336 К и ε = 8,2 показатель адиабаты сжатия определён по номограмме k1 = 1,3795;
Давление в конце сжатия для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

P_c= P_a ε^(n_1 )= 0,085 ∙ 8,21,3790 = 1,54728 МПа;

при nN = 3200 мин-1

P_c= P_a ε^(n_1 )= 0,0924 ∙ 8,21,3770 = 1,67492 МПа;

при nN = 1000 мин-1
P_c= P_a ε^(n_1 )= 0,09926 ∙ 8,21,3760 = 1,79549 МПа,

где n1 принят несколько меньше k1 .


Рис. 1.2. Номограмма для определения показателя адиабаты сжатия k1


Температура в конце сжатия для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

T_c= T_a ε^(n_1- 1)= 336 ∙ 8,21,3790 – 1 = 745,89 K;

при nN = 3200 мин-1

T_c= T_a ε^(n_1- 1)= 339 ∙ 8,21,3770 – 1 = 749,39 K;

при nN = 1000 мин-1

T_c= T_a ε^(n_1- 1)= 342 ∙ 8,21,3760 – 1 = 754,43 K.

Средняя мольная теплоёмкость в конце сжатия:
а) свежей смеси (воздуха) для карбюраторного двигателя

〖(mc_v)〗_(t_0)^(t_c )= 20,6 + 2,638 ∙ 10-3 ∙ tc ,

где tc = Tc − 273 °С; тогда
при nN = 4500 мин-1

〖(mc_v)〗_(t_0)^(t_c )= 20,6 + 2,638 ∙ 10-3 ∙ 473 = 21,847774 кДж/(кмоль•град);

при nN = 3200 мин-1

〖(mc_v)〗_(t_0)^(t_c )= 20,6 + 2,638 ∙ 10-3 ∙ 476 = 21,855688 кДж/(кмоль•град);

при nN = 1000 мин-1

〖(mc_v)〗_(t_0)^(t_c )= 20,6 + 2,638 ∙ 10-3 ∙ 481 = 21,868878 кДж/(кмоль•град);

б) остаточных газов 〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c ) – определяется методом интерполяции по табл. 1.2
• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1, α = 0,96 и tc = 482 °С

(mc_v^'' )_(t_0)^400= 23,586 + (23,712 – 23,586) ∙ 0,01/0,05 = 23,61,

где 23,586 и 23,712 – значения теплоёмкости продуктов сгорания при 400 °С соответственно при α = 0,95 и α = 1,00, взятые по табл. 1.2; 24,014 и 24,150 – значения теплоёмкости продуктов сгорания при 500 °С соответственно при α = 0,95 и α = 1,00, взятые по табл. 1.2.
Теплоёмкость продуктов сгорания при tc = 481 °С и α = 0,93:
при nN = 4500 мин-1

〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c )= 23,867 (24,014 − 23,867) 93/100 = 24,00371 кДж/(кмоль•град);

при nN = 3200 мин-1

〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c )= 23,867 (24,014 − 23,867) 3/100 = 23,87141 кДж/(кмоль•град);


при nN = 1000 мин-1

〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c )= 23,867 (24,014 − 23,867) 25/100 = 24,05075 кДж/(кмоль•град);

в) рабочей смеси


〖(mc_v^')〗_(t_0)^(t_c )= 1/(1 + γ_r ) [〖(mc_v)〗_(t_0)^(t_c )+ γ_r 〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c ) ]:

• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

〖(mc_v^')〗_(t_0)^(t_c ) = 1/(1 + 0,041) [21,848+0,041∙24,00371]= 21,9329 кДж/(кмоль•град);

при nN = 3200 мин-1

〖(mc_v^')〗_(t_0)^(t_c ) = 1/(1 + 0,0410813) [21,856+0,0410813∙23,87141] = 21,935526 кДж/(кмоль•град);

при nN = 1000 мин-1

〖(mc_v^')〗_(t_0)^(t_c ) = 1/(1 + 0,048813) [21,869+0,048813∙24,05075] = 21,97054 кДж/(кмоль•град);

Параметры Процесс сжатия
n 1000 3200 4500
k1 1,3795 1,3780 1,3772
n1 1,3790 1,3770 1,3760
pc 1,54728 1,67492 1,79549
Tc 746 749 754
tc 473 476 481
〖(mc_v)〗_(t_0)^(t_c ) 21,868878 21,855688 21,847774
〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c ) 24,05075 23,87141 24,00371
〖(mc_v^')〗_(t_0)^(t_c ) 21,97054 21,935526 21,9329

ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ

Коэффициент молекулярного изменения горючей μ0 = M2 /M1 и рабочей смеси
μ = (μ0 + γr ) /(1+ γr ) :
• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

μ0 = 0,52385 / 0,48858 = 1,0722 и
μ = (1,072 + 0,041) /(1+ 0,041) = 1,069 ;

при nN = 3200 мин-1
μ0 = 0,52385 / 0,48858 = 1,0722 и
μ = (1,072 + 0,0410813) /(1+ 0,0410813) = 1,0693 ;

при nN = 1000 мин-1

μ0 = 0,4952 / 0,4525 = 1,0944 и
μ = (1,0944 + 0,048813) /(1+ 0,048813) = 1,0900 .

Количество теплоты, потерянное вследствие химической неполноты сгорания, и теплота сгорания рабочей смеси:

ΔHu = 119950(1− α)L0 и

H_(раб. см)= (H_u-∆H_u)/(M_1 (1+γ_r)) .

● для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

ΔHu =119 950 (1− 0,93) ⋅ 0,516 = 4332,594 кДж/кг,

H_(раб. см)= (43930-4332,594)/(0,48858(1+0,041))=77794 кДж/кмоль раб. см.;

при nN = 3200 мин-1

ΔHu = 119 950(1− 0,93) ⋅0,516 = 4332,594 кДж/кг,

H_(раб. см)= (43930-4332,594)/(0,48858(1+0,0410813))=77847 кДж/кмоль раб. см.;

при nN = 1000 мин-1

ΔHu = 119 950(1− 0,86) ⋅0,516 = 8665 кДж/кг,

H_(раб. см)= (43930-8665)/(0,4525(1+0,048813))=74307 кДж/кмоль раб. см.

Средняя мольная теплоёмкость продуктов сгорания определяется по эмпирическим формулам, приведённым в табл. 1.3 для интервала температур 1501…2800 °С:
при nN = 4500 мин-1


〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c )= 1/M_1 {M_(〖co〗_2 ) (mc_(〖vco〗_2)^'' )_(t_0)^(t_z )+M_co (mc_vco^'' )_(t_0)^(t_z )+M_(H_2 O) (mc_(H_2 O)^'' )_(t_0)^(t_z )+M_(H_2 ) (mc_(H_2)^'' )_(t_0)^(t_z )+M_(N_2 ) (mc_(N_2)^'' )_(t_0)^(t_z ) }.

• для карбюраторного двигателя:

〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c )= (1/ 0,536) [0,0655 (39,123 0,003349t_z ) +
+ 0,0057 (22,49 0,00143t_z ) + 0,0696(26,67 00,4438 t_z) +
+ 0,0029(19,678 0,001758 t_z) 0,3923(21,951 0,001457 t_z)] =
= 24,656 + 0,002077tz , кДж/(кмоль•град).

Коэффициент использования теплоты ξz . При проведении расчётов двигателя ξz выбирается по опытным данным в зависимости от конструктивных особенностей двигателя. На рисунке 1.1 приведена достаточно реальная зависимость ξz от скоростного режима двигателя, исходя из чего величина коэффициента использования теплоты для карбюраторного двигателя ξz = 0,93 при nN = 4500 мин-1. Поэтому же рисунку определяем значения ξz для всех расчётных режимов.
Температура в конце видимого процесса сгорания

ξ_z H_(раб. см)+〖(mc_v^')〗_(t_0)^(t_c ) tc = μ〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c ) tz

• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

0,93⋅77794 + 22,01866⋅ 473 = 1,069⋅ (24,656 + 0,002077tz )tz

или

0,002203t_z^2 + 26,357t_z – 82763 = 0 ,

откуда

t_z=((-26,357+√(〖26,357〗^2+4∙0,002203∙82763)))⁄((2∙0,002203)=2583 )°С,

T_z=t_z+273=2583+273=2856 К;

 

при nN = 3200 мин-1

0,93⋅ 77847 + 22,00373⋅ 476 = 1,0693⋅ (24,656 + 0,002077tz )tz

или

0,002221t_z^2 + 26,365t_z – 82871 = 0 ,

откуда

t_z=((-26,365+√(〖26,365〗^2+4∙0,002221∙82871)))⁄((2∙0,002221)=2582 )°С,

T_z=t_z+273=2582+273=2855 К;

при nN = 1000 мин-1

0,83⋅ 74307 + 22,08114 ⋅ 481 = 1,09 ⋅ (24,298 + 0,00233tz )tz

или

0,0025397t_z^2 + 26,48482t_z – 72296 = 0 ,

откуда

t_z=((-26,48482+√(〖26,48482〗^2+4∙0,0025397∙72296)))⁄((2∙0,0025397)=2331 )°С,

T_z=t_z+273=2331+273=2604 К.

Максимальное давление сгорания теоретическое:
• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1
p_z=p_c μ T_z⁄T_c = 1,54728 ∙ 1,069 ∙ 2856 / 746 = 6,33237 МПа;
при nN = 3200 мин-1
p_z=p_c μ T_z⁄T_c = 1,67492 ∙ 1,0693 ∙ 2855 / 749 = 6,82881 МПа;
при nN = 1000 мин-1
p_z=p_c μ T_z⁄T_c = 1,79549 ∙ 1,09 ∙ 2604 / 754 = 6,75895 МПа.
Максимальное давление сгорания действительное:
• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

p_(z_∂ )=0,85p_z= 0,85 ∙ 6,33237 = 5,3825 МПа;
при nN = 3200 мин-1
p_(z_∂ )=0,85p_z= 0,85 ∙ 6,82881 = 5,8045 МПа;
при nN = 1000 мин-1
p_(z_∂ )=0,85p_z= 0,85 ∙ 6,75895 = 5,7451 МПа.
Степень повышения давления:
• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1

λ= p_z/p_c =6,33237/1,54728=4,0926 ;
при nN = 3200 мин-1
λ= p_z/p_c = 6,82881/1,67492=4,0771 ;
при nN = 1000 мин-1
λ= p_z/p_c = 6,75895/1,79549=3,7644.

Параметры Процесс сгорания
n 1000 3200 4500
μ0 1,0944 1,0722 1,0722
μ 1,09 1,0693 1,069
ΔНu 8665 4333 4333
Нраб. см. 74307 77847 77794
〖(mc_v^'')〗_(t_0)^(t_c ) 0,002203 tz + 26,357 0,002221 tz + 26,365 0,0025397 tz + 26,48482
ξz 0,83 0,93 0,93
t z , °С 2331 2582 2583
Tz , K 2604 2855 2856
pz 6,75895 6,82881 6,33237
p_(z_∂ ) 5,7451 5,8045 5,3825
λ 3,7644 4,0771 4,0926

ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ И ВЫПУСКА

Средний показатель адиабаты расширения k2 определяется по номограмме (рис. 1.3) при заданном ε для соответствующих значений α и Tz, а средний показатель политропы расширения n2 оценивается по величине
среднего показателя адиабаты:
• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1, ε = 8,2, α = 0,93 и Tz = 2856 К, k2 = 1,2453, что позволяет принять
n2 = 1,2450.
p_b= 6,33237 / 8,21,2450 = 0,46118 МПа и T_b= 2856 / 8,21,2450 – 1 = 1706 K;

при nN = 3200 мин-1, ε = 8,2, α = 0,93 и Tz = 2855 К, k2 = 1,2453, что позволяет принять
n2 = 1,2450.
p_b= 6,82881 / 8,21,2450 = 0,49733 МПа и T_b= 2855 / 8,21,2450 – 1 = 1705 К;

при nN = 1000 мин-1, ε = 8,2, α = 0,93 и Tz = 2604 К, k2 = 1,2500, что позволяет принять
n2 = 1,2450.
p_b= 6,75895 / 8,21,2450 = 0,49224 МПа и T_b= 2604 / 8,21,2450 – 1 = 1555 К.
Проверка ранее принятой температуры остаточных газов

T_r=T_b/∛(p_b⁄p_r )

• для карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1
T_r=1706/∛(0,46118⁄0,118)=1083 K, ∆T_r= 100(1083 – 1040) / 1040 = + 4,13 %,
где ΔTr – погрешность расчёта;
при nN = 3200 мин-1
T_r=1705/∛(0,49733⁄0,118)=1003 K, ∆T_r= 100(1003 – 1000) / 1000 = + 0,3 %,

при nN = 1000 мин-1

T_r=1555/∛(0,49224⁄0,118)=914 K, ∆T_r= 100(914 – 900) / 900 = + 1,4 %.
На всех скоростных режимах температура остаточных газов принята достаточно удачно, так как ошибка не превышает 5 %.

Параметры Процесс расширения и выпуска
n 1000 3200 4500
k2 1,2453 1,2453 1,2500
n2 1,2450 1,2450 1,2450
pb 0,49224 0,49733 0,46118
Tb 1555 1705 1706
Tr 966 1056 1083
∆T_r, % + 1,4 + 0,3 + 4,13

 

Рис. 1.3. Номограмма определения показателя адиабаты расширения k2 для бензинового двигателя


ИНДИКАТОРНЫЕ ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ЦИКЛА
Теоретическое среднее индикаторное давление карбюраторного двигателя
p_i^'=p_c/(ε-1) [λ/(n_2-1) (1-1/ε^(n_2-1) )-1/(n_1-1) (1-1/ε^(n_1-1) ) ];
при nN = 4500 мин-1

p_i^'=1,54728/(8,2-1) [4,09/(1,2450-1) (1-1/〖8,2〗^(1,2450-1) )-1/(1,3760-1) (1-1/〖8,2〗^(1,3760-1) ) ]=1,133 МПа;
при nN = 3200 мин-1

p_i^'=1,67492/(8,2-1) [4,08/(1,2450-1) (1-1/〖8,2〗^(1,2450-1) )-1/(1,3770-1) (1-1/〖8,2〗^(1,3770-1) ) ]=1,223 МПа;

при nN = 1000 мин-1

p_i^'=1,79549/(8,2-1) [3,76/(1,2450-1) (1-1/〖8,2〗^(1,2450-1) )-1/(1,3790-1) (1-1/〖8,2〗^(1,3790-1) ) ]=1,180 МПа.

Среднее индикаторное давление pi = φu pi′ :
• карбюраторного двигателя:
при nN = 4500 мин-1
p_i= 0,96 ∙ 1,113 = 1,06848 МПа;

при nN = 3200 мин-1

p_i= 0,96 ∙ 1,223 = 1,17408 МПа;

при nN = 1000 мин-1

p_i= 0,96 ∙ 1,180 = 1,1328 МПа.

Индикаторный КПД и индикаторный удельный расход топлива карбюраторного двигателя

η_i=p_i l_0 α/(H_u ρ_0 η_v) и g_i=3600/(H_u η_i);

при nN = 4500 мин-1

η_i= 1,06848 ∙ 14,957 ∙ 0,93/(43,93 ∙ 1,189 ∙ 0,8829) = 0,322 ;

g_i= 3600/(43,93 ∙ 0,322) = 254 г/(кВт ч);

при nN = 3200 мин-1

η_i= 1,17408 ∙ 14,957 ∙ 0,93/(43,93 ∙ 1,189 ∙ 0,8928) = 0,350 ;

g_i= 3600/(43,93 ∙ 0,350) = 234 г/(кВт ч);

при nN = 1000 мин-1

η_i= 1,1328 ∙ 14,957 ∙ 0,93/(43,93 ∙ 1,189 ∙ 0,8764) = 0,344 ;

g_i= 3600/(43,93 ∙ 0,344) = 238 г/(кВт ч).
ЭФФЕКТИВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ДВИГАТЕЛЯ

Среднее давление механических потерь для бензиновых двигателей с числом цилиндров до шести и отношением S / D ≤ 1

рм = 0,034 + 0,0113vп.ср.

Для карбюраторного двигателя, предварительно приняв ход поршня S равным 78 мм, получим значение средней скорости поршня:
при nN = 4500 мин-1

v_(с.пр)=Sn_N /(104 ∙ 3) = 78 ∙ 4500/30000 = 11,7 м/с;

при nN = 3200 мин-1

v_(с.пр)=Sn_N /(104 ∙ 3) = 78 ∙ 3200/30000 = 8,32 м/с;

при nN = 1000 мин-1

v_(с.пр)=Sn_N /(104 ∙ 3) = 78 ∙ 1000/30000 = 2,6 м/с;

тогда
при nN = 4500 мин-1

рм = 0,034 + 0,0113 ∙ 11,7 = 0,1662 МПа;

при nN = 3200 мин-1

рм = 0,034 + 0,0113 ∙ 8,32 = 0,1280 МПа;

при nN = 1000 мин-1

рм = 0,034 + 0,0113 ∙ 2,6 = 0,0634 МПа.

Среднее эффективное давление и механический КПД

p_e=p_i-p_м и η_м=p_e⁄p_i ∶

при nN = 4500 мин-1

p_e= 1,06848 – 0,1662 = 0,90228 и η_м= 0,90228/1,06848 = 0,8445 ;

при nN = 3200 мин-1

p_e= 1,17408 – 0,1280 = 1,04606 и η_м= 1,04608/1,17408 = 0,8910 ;

при nN = 1000 мин-1

p_e= 1,1328 – 0,0634 = 1,0694 и η_м= 1,0694/1,1328 = 0,9440 .

Эффективный КПД и эффективный удельный расход топлива

η_e=η_i η_м и g_e=3600/H_u η_e :

при nN = 4500 мин-1

η_e= 0,322 ∙ 0,8445 = 0,272 и g_e= 3600/43,93 ∙ 0,272 = 301 ;

при nN = 3200 мин-1

η_e= 0,350 ∙ 0,8910 = 0,312 и g_e= 3600/43,93 ∙ 0,312 = 263 ;

при nN = 1000 мин-1

η_e= 0,344 ∙ 0,9440 = 0,323 и g_e= 3600/43,93 ∙ 0,323 = 254 .

Параметры Индикаторные и эффективные параметры двигателя
n 1000 3200 4500
pi′ 1,180 1,223 1,113
pi 1,1328 1,17408 1,06848
η_i 0,344 0,350 0,322
gi 238 234 254
vс.пр 2,6 8,32 11,7
рм 0,0634 0,1280 0,1662
pe 1,0694 1,04606 0,90228
η_м 0,9440 0,8910 0,8445
η_e 0,323 0,312 0,272
ge 254 263 301


1.7. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЦИЛИНДРА И ДВИГАТЕЛЯ

Литраж карбюраторного двигателя

V_л=30τN_e/(p_e n)= 30 ∙ 4 ∙ 60/(0,90228 ∙ 4500) = 1,773 л.

Рабочий объём одного цилиндра карбюраторного двигателя

V_h=V_л⁄i= 1,773/4 = 0,4433 л.

Диаметр цилиндра. Так как ход поршня предварительно был принят S = 78 мм для карбюраторного двигателя, то

D=2∙〖10〗^3 √(V_h⁄((πS)))=2∙〖10〗^3 √(0,4433⁄((3,14∙78)))=85,1 мм.

Окончательно принимается для карбюраторного двигателя D = 85,1 мм и S = 78 мм
Основные параметры и показатели двигателей определяются по окончательно принятым значениям D и S:

площадь поршня F_п=πD^2/(4∙100)=56,85 〖мм〗^2;

литраж двигателя V_л=πD^2 Si/(4∙〖10〗^6)=1,77 л;

мощность двигателя N_e=p_e V_л n/30τ=59,89 кВт;

литровая мощность двигателя N_л=N_e⁄V_л =33,84 ;

крутящий момент M_e=(3 ∙ 〖10〗^4 N_e)/πn=127,15 Н∙м;

часовой расход топлива G_t=N_e g_e 〖10〗^(-3)=18,03 кг/ч.

Параметры Основные параметры и показатели двигателя
n, мин 1000 3200 4500
Fп, см2 56,85
Vл, л 1,77
Nл, кВт/л 33,84
Ne, кВт 15,77 49,37 59,89
Me, H⋅м 150,67 147,40 127,15
Gt, кг/ч 4,15 12,54 18,03


1.8. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ

Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя (см. рис. 1.4) построена для номинального режима работы двигателя, т.е. при Ne = 60 кВт и n = 4500 мин-1, аналитическим методом.
Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня MS = l мм в мм; масштаб давлений Mp = = 0,05 МПа в мм.
Величины в приведённом масштабе, соответствующие рабочему объёму цилиндра и объёму камеры сгорания (см. рис. 1.4):

AB = S /MS = 78 /1,0 = 78 мм; OA = AB /(ε −1) = 78 /(8,2 −1) = 10,83 мм.

Максимальная высота диаграммы (точка z)

pz /Mp − 6,76 / 0,05 = 135,2 мм.

Ординаты характерных точек:

p_a⁄(M_p=) 0,085/0,05 = 1,7 мм; p_с⁄(M_p=) 1,79549/0,05 = 35,91 мм;

p_b⁄M_p = 0,46118/0,05 = 9,22 мм; p_r⁄M_p = 0,118/0,05 = 2,36 мм;

p_0⁄M_p = 0,1/0,05 = 2 мм.

Построение политроп сжатия и расширения аналитическим методом:

а) политропа сжатия p_x=p_a (V_a⁄V_x )^(n_1 ), отсюда

p_x⁄M_p =(p_a⁄M_p ) (OB⁄OX)^(n_1 )=1,7(88,83⁄OX)^1,3760 мм,

где OB = OA + AB = 10,83 + 78 = 88,83 мм;

б) политропа расширения p_x=p_b (V_b⁄V_x )^(n_2 ), отсюда

p_x⁄M_p =(p_b⁄M_p ) (OB⁄OX)^(n_2 )=9,22(88,83⁄OX)^1,2450 мм.

Результаты расчёта точек политроп приведены в табл. 1.4.
Скругление индикаторной диаграммы осуществляется на основании следующих соображений и расчётов. Так как рассчитываемый двигатель достаточно быстроходный
(n = 4500 мин-1), то фазы газораспределения необходимо устанавливать с учётом получения хорошей очистки цилиндра от отработавших газов и обеспечения дозарядки в пределах, принятых в расчёте. В связи с этим начало открытия впускного клапана
(точка r') устанавливается за 18° до прихода поршня в в.м.т., а закрытие (точка а") – через 60° после прохода поршнем н.м.т.; начало открытия выпускного клапана (точка b′ ) принимается за 55° до прихода поршня в н.м.т., а закрытие (точка а') – через 25° после прохода поршнем в.м.т. Учитывая быстроходность двигателя, угол опережения зажигания θ принимается равным 35°, а продолжительность периода задержки воспламенения –
Δφ1 = 5° .
В соответствии с принятыми фазами газораспределения и углом опережения зажигания определяют положение точек r′, a′, a′′, c′, f и b′ по формуле для перемещения поршня

AX=AB/2 [(1-cos⁡φ )+λ/4 (1-cos⁡2φ ) ],

где λ – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Таблица 1.4

№ точек
ОХ,
мм
OB/OX Политропа сжатия Политропа расширеня

(OB/OX)^1,3760 p_x/M_p ,
мм
p_x,
МПа
(OB/OX)^1,2450 p_x/M_p ,
мм p_x,
МПа
1 10,2 8,71 19,65 33,41 1,67
(точ-
ка с) 14,80 136,46 6,82
(точ-
ка z)
2 11 8,08 17,73 30,14 1,51 13,48 124,29 6,21
3 12,5 7,11 14,87 25,28 1,26 11,50 106,03 5,30
4 17,4 5,11 9,44 16,05 0,80 7,62 70,26 3,51
5 22,4 3,97 6,67 11,34 0,58 5,56 51,26 2,56
6 29,5 3,01 4,56 7,75 0,39 3,94 36,33 1,82
7 44,3 2,01 2,61 4,44 0,22 2,38 21,94 1,10
8 58,8 1,51 1,76 2,99 0,15 1,67 15,40 0,77
9 86,76 1,02 1,03 1,75 0,09 1,03 9,50 0,48
точ-
ка a точ-
ка b

Выбор величины λ производится при проведении динамического расчёта, а при построении индикаторной диаграммы предварительно принимается λ = 0,285.
Расчёты ординат точек r', a', a", c', f и b' сведены в табл. 1.5.
Положение точки с′′ определяется из выражения

p_c^''=(1,15…1,25) p_c= 1,20 ∙ 1,79549 = 2,155 МПа;

(p_c^'')⁄M_p = 2,155/0,05 = 43,1 мм.

Действительное давление сгорания

p_(z_д )=0,85p_z= 0,85 ∙ 6,33237 = 5,38 МПа;

p_(z_д )⁄M_p = 5,38/0,05 = 107,6 мм.

Таблица 1.5
Обозначение точек Положение точек φ^° (1-cos⁡φ+λ⁄4 (1-cos⁡2φ ) ) Расстояние точек от в.м.т., (АХ), мм
r' 18° до в.м.т 18 0,0655 2,6
a' 25° после в.м.т. 25 0,1223 4,8
a'’ 60° после в.м.т 120 0,6069 62,5
c' 35° до в.м.т. 35 0,2313 9,0
f 30° до в.м.т. 30 0,1697 6,6
b' 55° до в.м.т. 125 1,6667 65,0

Для упрощения расчётов можно принять, что максимальное давление сгорания достигается через – 10º после в.м.т.
Соединяя плавными кривыми точки rca′c′cc′′ и далее с Zd и кривой расширения b′ c b′′ и линией выпуска b′′r′r, получим скруглённую действительную индикаторную диаграмму ra′ac′fc′′Zdb′b′′r.


1.9. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Общее количество теплоты, введённой в двигатели при номинальном скоростном режиме (все данные взяты из теплового расчёта):
• карбюраторный двигатель
при nN = 4500 мин-1

Q_0=43930∙G_t⁄(3,6 )Дж/с;

Q_0=43930∙18,03/3,6=220016 Дж/с;

при nN = 3200 мин-1

Q_0=43930∙12,54/3,6=153023 Дж/с;

при nN = 1000 мин-1

Q_0=43930∙4,15/3,6=50642 Дж/с.

Теплота, эквивалентная эффективной работе за 1 с:
• карбюраторный двигатель
при nN = 4500 мин-1

Q_e=1000∙N_e Дж/с;

Q_e=1000∙59,89=59890 Дж/с;

при nN = 3200 мин-1

Q_e=1000∙49,37=49370 Дж/с;

при nN = 1000 мин-1

Q_e=1000∙15,77=15770 Дж/с.

Теплота, передаваемая охлаждающей среде:
• карбюраторный двигатель
при nN = 4500 мин-1

Qв = 0,5 • 4 • 8,211+2∙0,65 • 45000,65 • (43 930 – 4333) / (0,93 • 43 930) = 58051 Дж/с;

при nN = 3200 мин-1

Qв = 0,5 • 4 • 8,211+2∙0,65 • 32000,65 • (43 930 – 4333) / (0,93 • 43 930) = 46512 Дж/с;

при nN = 1000 мин-1

Qв = 0,5 • 4 • 8,211+2∙0,65 • 10000,65 • (43 930 – 4333) / (0,93 • 43 930) = 21899 Дж/с.

Теплота, унесённая с отработавшими газами:
• карбюраторный двигатель
при nN = 4500 мин-1
Qr = (18,03/3,6) • {0,52385 • [24,0037 + 8,315] • 1083 –
– 0,489 • [21,848 + 8,315] • 20} = 90352 Дж/с;

при nN = 3200 мин-1

Qr = (12,54/3,6) • {0,52385 • [23,87 + 8,315] • 1056 –
– 0,489 • [21,856 + 8,315] • 20} = 60985 Дж/с;

при nN = 1000 мин-1

Qr = (4,15/3,6) • {0,4952 • [24,051 + 8,315] • 966 –
– 0,453 • [21,869 + 8,315] • 20} = 17533 Дж/с.

Теплота, потерянная из-за химической неполноты сгорания топлива:
• карбюраторный двигатель
при nN = 4500 мин-1

Qн.с = 4333 • 18,03/3,6 = 21701 Дж/с;

при nN = 3200 мин-1

Qн.с = 4333 • 12,54/3,6 = 15093 Дж/с;

при nN = 1000 мин-1

Qн.с = 8665 • 4,15/3,6 = 9989 Дж/с.

Неучтённые потери теплоты:
• карбюраторный двигатель

Q_ост=Q_0-(Q_e+Q_в+Q_r+Q_(н.с) ) Дж/с;

Q_ост= 220016-(59890+58051+90352+21701)= Дж/с;

Составляющие теплового баланса карбюраторного двигателя.

Составляющие
теплового
баланса Частота вращения двигателя
1000 3200 4500
Q1, Дж/с g1, % Q1, Дж/с g1, % Q1, Дж/с g1, %
Теплота, эквивалентная эффективной работе 15770 49370 59890
Теплота, передаваемая окружающей среде 21899 46512 58051
Теплота, унесенная с отработавшими газами 17533 60985 90352
Теплота, потеренная
из-за химической неполноты сгорания топлива 9989 15093 21701
Неучтённые потери теплоты -14549 -18937 -9978
Общее количество теплоты, введённой в двигатель с топливом 50642 153023 220016

Из таблицы видно, что основная часть теплоты топлива расходуется на эффективную работу, нагрев охлаждающей среды и потери с отработавшими газами.


1.10. КИНЕМАТИКА РАСЧЁТА КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Величины инерционных усилий, действующих в двигателе, зависят от размеров кривошипно-шатунного механизма и их соотношений.
Установлено, что с уменьшением λ = R / Lш (за счёт увеличения Lш ) происходит снижение инерционных и нормальных сил, но при этом увеличивается высота двигателя и его масса. В связи с этим в автомобильных и тракторных двигателях принимают λ =
= 0,23...0,30.
Для двигателей с малым диаметром отношение R / Lш выбирают с таким расчётом, чтобы избежать задевания шатуна за нижнюю кромку цилиндра.
Минимальную длину шатуна и максимально допустимое значение λ без задевания шатуна за кромку цилиндра определяют следующим образом (рис. 1.5): на вертикальной оси цилиндра наносят центр коленчатого вала О, из которого радиусом R = S / 2 проводят окружность вращения центра шатунной шейки. Далее, пользуясь конструктивными размерами элементов коленчатого вала, из точки В (центр кривошипа, находящихся в н.м.т.) радиусом rш. ш проводят окружность шатунной шейки, из центра О радиусом r1 – вторую окружность вращения крайней точки щеки или противовеса.
Выбор λ и длины Lш шатуна. В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил отношение радиуса кривошипа к длине шатуна предварительно было принято в тепловом расчёте λ = 0,285. При этих условиях Lш = R/λ = 39/0,285 = 136,8 мм.

 

Рис. 1.5. Схема кривошипно-шатунного механизма
для определения минимальной длины шатуна

Построив кинематическую схему кривошипно-шатунного механизма (см. рис. 1.5), устанавливаем, что ранее принятые значения Lш и λ обеспечивают движение шатуна без задевания за нижнюю кромку цилиндра. Следовательно, перерасчёта величин Lш и λ не требуется.
Перемещение поршня.
Определяем перемещение поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала двигателя

s_x=R[(1-cos⁡φ )+λ/4 (1-cos⁡2φ ) ]=39[(1-cos⁡φ )+0,285/4 (1-cos⁡2φ ) ] мм.

Расчёт s_x производится аналитически через каждые 10° угла поворота коленчатого вала.

Значения для [(1-cos⁡φ )+0,285/4 (1-cos⁡2φ ) ] при различных φ взяты из табл. 1.6 как средние между значениями при λ = 0,28 и 0,29 и занесены в гр. 2 расчётной табл. 1.9 (для сокращения объёма значения в таблице даны через 30◦).

 


 

Рис. 1.6. Путь, скорость и ускорение поршня карбюраторного двигателя


Таблица 1.9 j, м/с2 7 +11126 +8725 +3093 −2466 −5559 −6260 −6186 −6260 −5559 −2466 +3093 +8725 +11126

(cos⁡φ+0,285 cos⁡2φ )
6 +1,2860 +1,0085 +0,3575 −0,2850 −0,6425 −0,7235 −0,7150 −0,7235 −0,6425 −0,2850 +0,3575 +1,0085 +1,2860
v_n, м/с 5 0,00 +11,45 +18,17 +18,37 +13,64 +6,92 0,00 −6,92 −13,64 −18,37 −18,17 −11,45 0,00
(sin⁡φ+0,285/2 sin⁡2φ )
4 0,0000 +0,6234 +0,9894 +1,0000 +0,7426 +0,3766 0,0000 −0,3766 −0,7426 −1,0000 −0,9894 −0,6234 −0,0000
s_x, мм 3 0,00 6,61 23,67 44,56 62,67 74,16 78,00 74,16 62,67 44,56 23,67 6,61 0,00
[(1-cos⁡φ )+0,285/4 (1-cos⁡2φ ) ] 2 0,0000 +0,1697 +0,6069 +1,1425 +1,6069 +1,9017 +2,0000 +1,9017 +1,6069 +1,1425 +0,6069 +1,1697 +0,0000
φ^◦◦ 1 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360

 


Угловая скорость вращения коленчатого вала

ϖ = πn / 30 = 3,14 ⋅ 4500 / 30 = 471 рад/с.

Скорость поршня. Учитывая, что при перемещении поршня скорость его движения переменна и зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения λ/2, тогда

v_п=ϖR(sin⁡φ+λ/2 sin⁡2φ )=471∙0,039(sin⁡φ+0,285/2 sin⁡2φ ) м/с.

Значения для [sin φ + (0,285/ 2)sin 2φ] взяты из табл. 1.7 и занесены в гр. 4, а рассчитанные значения v_п – в гр. 5 табл. 1.9.
Ускорение поршня рассчитывается по формуле

j=ϖ^2 R(cos⁡φ+λ cos⁡2φ )=〖471〗^2∙0,039(cos⁡φ+0,285 cos⁡2φ ) м/с2.

Значения для (cos φ + 0,285cos 2φ) взяты из табл. 1.8. и занесены в гр. 6, а расчётные j – в гр. 7 табл. 1.9.
По данным табл. 1.9. построены графики рис. 1.5 sx в масштабе Ms = 2 мм в мм, vn – в масштабе Мv = 1 м/с в мм, j – в масштабе Mj = 500 м/с2 в мм. Масштаб угла поворота коленчатого вала М_φ = 3° в мм.
При j = 0 vп = ±vmax , а на кривой sx – эта точка перегиба.


1.11. РАСЧЁТ ДИНАМИКИ КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Силы давления газов. Индикаторную диаграмму (см. рис 1.4), полученную в тепловом расчёте, развертывают по углу поворота кривошипа (рис 1.7) по методу Брикса.
Поправка Брикса

Rλ /(2Ms ) = 39 ⋅ 0,285 /(2 ⋅1) = 5,56 мм,

где Мs – масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме.
Масштабы развернутой диаграммы: давлений и удельных сил Mp = 0,05 МПа в мм; полных сил Mp = Mp ∙ Fn = 0,05 • 0,004776 = 0,000239 МН в мм, или Мp = 239 H в мм, угла поворота кривошипа Мp = 3° в мм, или

M_φ=4π/OB=4∙3,14/240=0,0523 рад в мм,

где ОВ – длина развёрнутой индикаторной диаграммы, мм.
По развёрнутой диаграмме через каждые 10° угла поворота кривошипа определяют значения Dpr и заносят в гр. 2 сводной табл. 1.10 динамического расчёта (в таблице значения даны через 30° и точка при φ = 370°).

 

 


Таблица 1.10
φ° Δрr,
МПа j,
м/с2 рj,
МПа р,
МПа tgβ рN, МПа 1/cos⁡β рs, МПа cos⁡〖(φ+β)〗/cos⁡β рk,
МПа sin⁡〖(φ+β)〗/cos⁡β рT, МПа Т, кН Мкр.цб, Н•м
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
0 0,019 11126 -1,5716 -1,5526 0 0 1,0000 -1,5526 1,0000 -1,5526 0 0 0 0
30 -0,014 8725 -1,2324 -1,2464 0,1435 -0,1789 1,0105 -1,2595 0,7940 -0,9896 0,6245 -0,7784 -4,4252 -172,6
60 -0,014 3093 -0,4369 -0,4509 0,2525 -0,11399 1,0310 -0,4649 0,2810 -0,1267 0,9925 -0,4475 -2,5440 -99,2
90 -0,014 -2466 0,3483 0,3343 0,2945 0,0985 1,0425 0,3485 -0,2945 -0,0985 1,0000 0,3343 1,9005 74,1
120 -0,014 -5559 0,7852 0,7712 0,2525 0,1947 1,0310 0,7951 -0,7190 -0,5545 0,7395 0,5703 3,2422 126,4
150 -0,014 -6260 0,8842 0,8702 0,1435 0,1249 1,0105 0,8793 -0,9380 -0,8163 0,3755 0,3268 1,8579 72,5
180 -0,014 -6186 0,8738 0,8598 0 0 1,0000 0,8598 -1,0000 -0,8598 0 0 0 0
210 -0,014 -6260 0,8842 0,8702 0,1435 0,1249 1,0105 0,8793 -0,9380 -0,8163 -0,3755 -0,3268 -1,8579 -72,5
240 -0,014 -5559 0,7852 0,7712 0,2525 0,1947 1,0310 0,7951 -0,7190 -0,5545 -0,7395 -0,5703 -3,2422 -126,4
270 0,021 -2466 0,3483 0,3693 0,2945 0,1088 1,0425 0,3850 -0,2945 -0,1088 -1,0000 -0,3693 -2,0995 -81,9
300 0,149 3093 -0,4369 -0,2879 0,2525 -0,0727 1,0310 -0,2968 0,2810 -0,0809 -0,9925 0,2857 1,6242 63,3
330 0,718 8725 -1,2324 -0,5144 0,1435 -0,0738 1,0105 -0,5198 0,7940 -0,4084 -0,6245 0,3212 1,8260 71,2
360 1,928 11126 -1,5716 0,3564 0 0 1,0000 0,3564 1,0000 0,3564 0 0 0 0
370 5,412 10683 -1,5090 3,9030 0,05 0,1952 1,0010 3,9069 0,9760 3,8093 0,2220 0,8665 4,9261 192,1
390 3,425 8725 -1,2324 2,1926 0,1435 0,3146 1,0105 2,2156 0,7940 1,7409 0,6245 1,3693 7,7845 303,6
420 1,356 3093 -0,4369 0,9191 0,2525 0,2321 1,0310 0,9476 0,2810 0,2583 0,9925 0,9122 5,1859 202,3
450 0,723 -2466 0,3483 1,0713 0,2945 0,3155 1,0425 1,1168 -0,2945 -0,3155 1,0000 1,0713 6,0903 237,5
480 0,452 -5559 0,7852 1,2372 0,2525 0,3124 1,0310 1,2756 -0,7190 -0,8896 0,7395 0,9150 5,2018 202,9
510 0,282 -6260 0,8842 1,1662 0,1435 0,1674 1,0105 1,1784 -0,9380 -1,0939 0,3755 0,4379 2,4895 97,1
540 0,152 -6186 0,8738 1,0258 0 0 1,0000 1,0258 -1,0000 -1,0258 0 0 0 0
570 0,027 -6260 0,8842 0,9112 -0,1435 -0,1308 1,0105 0,9208 -0,9380 -0,8547 -0,3755 -0,4322 -2,4571 -95,8
600 0,019 -5559 0,7852 0,8042 -0,2525 -0,2031 1,0310 0,8291 -0,7190 -0,5782 -0,7395 -0,5947 -3,3809 -131,9
630 0,019 -2466 0,3483 0,3673 -0,2945 -0,1082 1,0425 0,3829 -0,2945 -0,1082 -1,0000 -0,3673 -2,0881 -81,4
660 0,019 3093 -0,4369 -0,4179 -0,2525 0,1055 1,0310 -0,4309 0,2810 -0,1174 -0,9925 0,4148 2,3581 91,9
690 0,019 8725 -1,2324 -1,2134 -0,1435 0,1741 1,0105 -1,2261 0,7940 -0,9634 -0,6245 0,7578 4,3081 168,02
720 0,019 11126 -1,5716 -1,5526 0 0 1,0000 -1,5526 1,0000 -1,5526 0 0 0 0


Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма.

Масса поршневой группы (для поршня из алюминиевого сплава принято
(т'п = 100 кг/м2)

m_п=m_п^' F_(п.а)= 100 0,004776 = 0,4776 кг.

Масса шатуна (для стального кованого шатуна принято т'ш = 150 кг/м2)

m_ш=m_ш^' F_(п.а)= 150 ∙ 0,004776 = 0,7164 кг.

Масса неуравновешенных частей одного колена вала без противовесов (для литого чугунного вала принято m'к = 140 кг/м2)

m_к=m_к^' F_(п.а)= 140 ∙ 0,004776 = 0,66864 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси поршневого пальца

m_(ш.п)=0,275m_ш= 0,275 ∙ 0,7164 = 0,19701 кг.

Масса шатуна, сосредоточенная на оси кривошипа

m_(ш.к)=0,725m_ш= 0,725 ∙ 0,7164 = 0,51939 кг.

Массы, совершающие возвратно-поступательное движение

m_j=m_п+m_(ш.п)= 0,4776 + 0,19701 = 0,67461 кг.
Массы совершающие вращательные движение

m_R=m_к+m_(ш.к)= 0,66864 + 0,51939 = 1,18803 кг.

Удельные и полные силы инерции. Из табл. 1.9. переносят значения j в гр. 3 табл. 1.10 и определяют значения удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс (гр. 4):

p_j=-jm_j/F_(п.а)=-j0,67461∙〖10〗^(-6)/0,004776=-j141,25∙〖10〗^(-6) МПа;

центробежная сила инерции вращающихся масс

K_R=-m_R Rϖ^2= − 1,18803 ∙ 0,039 ∙ 4712 ∙ 10-3 = − 10,2786 кН;

центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна

K_(R_ш )=-m_(ш.к) Rϖ^2= − 0,51939 ∙ 0,039 ∙ 4712 ∙ 10-3 = − 4,4937 кН;

центробежная сила инерции вращающихся масс кривошипа

K_(R_к )=-m_к Rϖ^2= − 0,66864 ∙ 0,039 ∙ 4712 ∙ 10-3 = − 5,7849 кН.

Удельные суммарные силы. Удельная сила (МПа), сосредоточенная на оси поршневого пальца (гр. 5, табл. 1.10):


Удельная нормальная сила (МПа) pN = ptgβ. Значения tgβ определяют для λ = 0,285 по табл. 1.12 и заносят в гр. 6, а значения рN – в гр. 7 (табл. 10).
Удельная сила (МПа), действующая вдоль шатуна (гр. 9):

Ps = p (1/cosβ).

Удельная сила (МПа), действующая по радиусу кривошипа (гр. 11):

pк = pcos(φ + β) / cosβ.

Удельная (гр. 13) и полная (гр. 14) тангенциальные силы (МПа и кН):

pT = psin(φ + β) / cosβ и T = pT Fп = pT 0,005685 ⋅103.

По данным табл. 1.10 строят графики изменения удельных сил pj, p, ps, pN, pк и pT в зависимости от изменения угла поворота коленчатого вала φ рис. 1.7.
Среднее значение тангенциальной силы за цикл:

T_ср=(2∙〖10〗^6)/πτ p_i F_п=(2∙〖10〗^6)/(3,14∙4)∙1,06848∙0,005685=967,25 Н.

Крутящие моменты. Крутящий момент одного цилиндра (гр. 15)

Mкр. ц. = TR = T ⋅0,039⋅103 Н•м.

Период изменения крутящего момента четырёхтактного двигателя с равными интервалами между вспышками

θ = 720/ i = 720/ 4 = 180° .

Суммирование значений крутящих моментов всех четырёх цилиндров двигателя осуществляется табличным методом в масштабе Мм – 10 Н•м в мм.
Средний крутящий момент двигателя:
по данным теплового расчёта

M_(кр.ср)=M_i=M_e⁄(η_м=127,15/0,8445=150,56) Н∙м

Таблица 1.11

φ^°

Цилиндры
M_кр,
Н∙м
первый второй третий четвёртый
φ^°
кривошипа M_(кр.ц.),
Н∙м φ^°
кривошипа M_(кр.ц.),
Н∙м φ^°
кривошипа M_(кр.ц.),
Н∙м φ^°
кривошипа M_(кр.ц.),
Н∙м
0 0 0 180 0 360 0 540 0 0
30 30 -172,6 210 -72,5 390 303,6 570 -95,8 -37,3
60 60 -99,2 240 -126,4 420 202,3 600 -131,9 -155,2
90 90 74,1 270 -81,9 450 237,5 630 -81,4 148,3
120 120 126,4 300 63,3 480 202,9 660 91,9 484,5
150 150 72,5 330 71,2 510 97,1 690 168,02 408,8
180 180 0 360 0 540 0 720 0 0


Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала.
Суммарная сила, действующая на шатунную шейку по радиусу кривошипа:

РК = K + K_(R_ш ) = (K – 4,4937), кН,

где K = pк Fп = pк • 0,005685 • 103 кН.

Результирующая сила Rш. ш., действующая на шатунную шейку, подсчитывается графическим сложением векторов сил T и Рк , при построении полярной диаграммы. Масштаб сил на полярной диаграмме для суммарных сил Mр = 0,1 кН в мм.

Силы, действующие на колено вала. Суммарная сила, действующая на колено вала по радиусу кривошипа:

K_(p_k )=P_K+K_(R_k )=P_k-5,7849 кН

Результирующая сила, действующая на колено вала Rк = Rш.ш. + KRk определяется по диаграмме Rш.ш

Таблица 1.12
φ^°
Полные силы, кН
T K P_k R_(ш.ш.) K_(P_k ) R_k
0 0 -8,8265 -13,3202 13,3202 -19,1051 19,1051
30 -4,4252 -5,6259 -10,1196 11,0449 -15,9045 15,9045
60 -2,5440 -0,7203 -5,2140 5,8015 -10,9989 10,9989
90 1,9005 -0,5600 -5,0537 5,3992 -10,8386 10,8386
120 3,2422 -3,1523 -7,6460 8,3050 -13,4309 13,4309
150 1,8579 -4,6407 -9,1344 9,3214 -14,9193 14,9193
180 0 -4,8880 -9,3817 9,3817 -15,1666 15,1666
210 -1,8579 -4,6407 -9,1344 9,3214 -14,9193 14,9193
240 -3,2422 -3,1523 -7,6460 8,3050 -13,4309 13,4309
270 -2,0995 -0,6185 -5,1122 5,5265 -10,8971 10,8971
300 1,6242 -0,4599 -4,9536 5,2131 -10,7385 10,7385
330 1,8260 -2,3218 -6,8155 7,0559 -12,6004 12,6004
360 0 2,0261 -2,4676 2,4676 -8,2525 8,2525
370 4,9261 21,6559 17,1622 17,8552 11,3773 11,3773
390 7,7845 9,8970 5,4033 9,4760 -0,3816 0,3816
420 5,1859 1,4684 -3,0253 6,0038 -8,8102 8,8102
450 6,0903 -1,7936 -6,2873 8,7534 -12,0722 12,0722
480 5,2018 -5,0574 -9,5511 10,8758 -15,3360 15,3360
510 2,4895 -6,2188 -10,7125 10,9980 -16,4974 16,4974
540 0 -5,8317 -10,3254 10,3254 -16,1103 16,1103
570 -2,4571 -4,8590 -9,3527 9,6701 -15,1376 15,1376
600 -3,3809 -3,2871 -7,7808 8,4836 -13,5657 13,5657
630 -2,0881 -0,6151 -5,1088 5,5191 -10,8937 10,8937
660 2,3581 -0,6674 -5,1611 5,6743 -10,9460 10,9460
690 4,3081 -5,4769 -9,9706 10,8615 -15,7555 15,7555
720 0 -8,8265 -13,3202 13,3202 -19,1051 19,1051

 

1.12. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ

Центробежные силы инерции рассчитываемого двигателя и их моменты полностью уравновешены: ΣKR =0; ΣМR = 0.
Силы инерции первого порядка и их моменты также уравновешенны: ΣРjI = 0; Σ МR = 0.
Уравновешивание сил инерции второго порядка в рассчитываемом двигателе нецелесообразно, ибо применение двухвальной системы с противовесами значительно усложнят конструкцию двигателя.
Полученные расчётным путём параметры карбюраторного двигателя близки по значениям прототипу, т.е. можно сделать вывод, что проект выполнен верно и параметры двигателя не требуют корректировки.

2. РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

2.1. РАСЧЁТ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Поршень является наиболее напряжённым элементом поршневой группы, воспринимающий высокие газовые, инерционные и тепловые нагрузки. Его основными функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача газовых сил давления с наименьшими потерями кривошипно-шатунному механизму.

 

Рис. 2.1. Схема поршня

 

Рис. 2.2. Изменение температуры по высоте поршня и зазоров между поршнем и зеркалом цилиндра в разных сечениях
На основании данных расчётов получили: диаметр цилиндра D = 85 мм; ход поршня S = 78 мм; действительное максимальное давление сгорания Pд = 6,8288 МПа; при nN = 3200 об/мин; площадь поршня Fп = 56,85 мм2; наибольшую нормальную силу Nmax = MH, при φ = ; массу поршневой группы mn = 0,4776 кг; λ = 0,285.
В соответствии с существующими аналогичными двигателями и с учётом соотношений принимаем: толщину днища поршня δ = 7,5; высоту поршня Н = 88 мм; высоту юбки поршня hю = 58 мм; радиальную толщину кольца t = 3,5 мм; радиальный зазор кольца в канавке поршня Δt = 0,8 мм; толщину стенки головки поршня s = 5 мм; число и диаметр масляных каналов в поршне n′п = 10 и dм = 1 мм; (см. рис. 2.1). Материал поршня – эвтектический алюминиевый сплав с содержанием кремния около 12 %, ап = 22•10-6 1/К;
материал гильзы цилиндра – серый чугун, ац = 11•10-6 1/К.
Напряжение изгиба в днище поршня

σиз = pzd (ri /δ) = 6,8288(33,2/7,5) = 30,23 МПа,

где ri = D/2 – (s +t +Δt) = 85/2 – (5 +3,5 +0,8) = 33,2 мм.

Напряжение сжатия в сечении х–х

σсж = Pzd /Fx-x = 0,0388/0,000828 = 46,86 МПа,

где Pzd = pzd ∙Fп = 6,8288 ∙ 56,85 ∙ 10-6 = 0,0388 MH;
Fx-x = π/4∙(d_k^2-d_i^2 )-n_m^'∙F^'= 0,785 ∙ (76,42 – 68,82) – 10 ∙ 3,8 = 0,000828 м2
dx = D – 2(t +Δt) = 85 – 2 ⋅ (3,5 +0,8) = 76,4 мм;
d_i=D-2(s+t)+∆t = 85 – 2(5 + 3,5) + 0,8 = 68,8 мм;
F’ = (dx – di) dm / 2 = 3,8 мм2.

Напряжение разрыва в сечении х–х :
Максимальная угловая скорость холостого хода

ωx.x.max = πnx.x.max / 30 = 3,14 ⋅ 3200 / 30 = 334,93 рад/с.

Масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х–х:

mx-x = 0,5mп = 0,5 ⋅ 0,4776 = 0,2388 кг.

Максимальная разрывающая сила

Pj = mx-x ∙ R ∙ ω2x.x.max ∙ (1 + λ) ∙ 10-6 =
= 0,2388 ∙ 0,039 ∙ 334,932 ∙ (1 + 0,285) ∙ 10-6 = 0,00134 МПа.

Напряжение разрыва

σP = Рj / Fx-x = 0,00134 / 0,000828 = 1,618 МПа.

Напряжения в верхней кольцевой перемычке:
– среза

τ = 0,0314pzd D / hц = 0,0314 ⋅ 6,8288 ⋅ 85/3,5 = 5,207 МПа;

– изгиба

σиз = 0,0045pzd (D / hц)2 = 0,0045 ⋅ 6,8288 ⋅ (85/3,5)2 = 18,125 МПа;

– сложное

σ_∑=√(σ_из^2+4τ^2 )=√(〖18,125〗^2+4∙〖5,207〗^2 )=20,9 МПа.

Удельное давление поршня на стенку цилиндра:

q1 = 0,0044 / (0,58 ⋅ 0,085) = 0,925 МПа;
q2 = 0,0044 / (0,088 ⋅ 0,085) = 0,610 МПа.

Ускорение приработки юбки поршня, а также уменьшение трения и снижения износа пары – юбка поршня – стенка цилиндра – достигается покрытием юбки поршня тонким слоем олова, свинца или оловянно-свинцового сплава.
Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается за счёт установления диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при их неодинаковом расширении в верхнем сечении головки поршня ∆_г^' и нижнем сечении юбки ∆_ю^' .
Диаметры головки и юбки поршня с учётом монтажных зазоров:

Dг = D – Δг = 85 – 0,574 = 84,43 мм;
Δг = 0,007D = 0,007 ⋅ 85 = 0,595 мм;
Dю = D – Δю = 85 – 0,164 = 84,84 мм;
Δю = 0,002D = 0,002 ∙ 85 = 0,17 мм.

Диаметральные зазоры в горячем состоянии:

∆_г^' = D [1 + αц (Тц – То)] – Dг [1 + αп (Тг – То)] =
= 85(1 + 11 ∙ 10-6 ∙ (383 – 293)) – 84,43 ∙ (1 + 22 ∙ 10-6 ∙ (593 – 293)) = 0,097 мм;

∆_ю^' = D [1 + αц (Тц – То)] – Dю [1 + αп (Тю – То)] =
= 85(1 + 11 ∙ 10-6 ∙(383 – 293)) – 84,84(1 + 22 ∙ 10-6 ∙ (413 – 293)) = 0,02 мм.

где Тц = 383 К, Тг = 593 К, Тю = 413 К приняты с учётом жидкостного охлаждения двигателя.


2.1.1. РАСЧЁТ ПОРШНЕВЫХ КОЛЕЦ БЕНЗИНОВОГО ДВИГАТЕЛЯ

Материал кольца – серый легированный чугун, Е = 1,2 ⋅ 105 МПа.
Среднее давление кольца на стенку цилиндра

p_ср=0,152∙E∙(A_0/t)/((D/(t-1))^3∙D/t)=0,152∙1,2∙〖10〗^5∙(10,5/3,5)/((85/(3,5-1))^3∙85/3,5)=0,0573 МПа

где A0 = 3t = 3•3,5 = 10,5 мм.

Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности определяется по формуле

p = pср ∙ μк ,

Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии

σ_из1=2,61∙p_ср∙(D/(t-1))^2=2,61∙0,0573∙(85/(3,5-1))^2=173 МПа

Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень

σ_из2=(4∙E∙(1-0,114∙A_0/t))/(m∙(D/t-1,4)∙(D/t) )=(4∙1,2∙〖10〗^5∙(1-0,114∙10,5/3,5))/(1,57∙(85/3,5-1,4)∙(85/3,5) )=361,9 МПа

Монтажный зазор в замке поршневого кольца

Δк = Δ′к + πD [αк (Tк –T0 )− αц (Tц –T0 )]=
= 0,08 + 3,14 ∙ 85 ∙ (11 ∙ 10-6 ∙ (493 – 293) – 11 ∙ 10-6 ∙ (383 – 293)) = 0,403 мм.


2.1.2. РАСЧЁТ ПОРШНЕВОГО ПАЛЬЦА КАРБЮРАТОРНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Принимаем: действительное максимальное давление сгорания рmax = pzd = 6,8288 МПа при оборотах 3200 мин-1 (из расчёта скоростной характеристики), наружный диаметр пальца dп = 22 мм, внутренний диаметр пальца dв = 15мм, длина пальца lп = 68 мм, длина втулки шатуна lш = 28 мм, расстояние между торцами бобышек b = 32 мм. Материал поршневого пальца – сталь 15Х, Е = 2•105 МПа. Палец плавающего типа.
Расчётная сила, действующая на поршневой палец:
– газовая

P_(z max)=p_(z max)∙F_п= 6,8288 ∙ 0,005685 = 0,0388 МПа;

– инерционная

P_j=-m_п∙ω_м^2∙R∙(1+λ)∙〖10〗^(-6)=
= − 0,4776 ∙ 3352 ∙ 0,039 ∙ (1 + 0,285) ∙ 10-6 = − 0,0026861 МН

где ωм = πnм /30 = 335 рад/с;

– расчётная

P = Pz max + k ∙ Pj = 0,0388 − 0,82 ⋅ 0,00134 = 0,037701 МН.

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

q_ш=P/(d_п 〖∙l〗_ш )=0,037701/(0,022∙0,028)=61,2 МПа;


Удельное давление пальца на бобышки

q_Б=P/(d_п∙(l_п-b))=0,037701/(0,022∙(0,068-0,032) )=47,6 МПа.

Напряжение изгиба в среднем сечении пальца при условии распределения нагрузки по длине кольца, согласно эпюре, приведено на рисунке:

σ_из=(P∙(l_п+2b-1,5l_ш ))/(1,2(1-α^4 )∙d_п^3 )=(0,037701∙(0,068+2∙0,032-1,5∙0,028))/(1,2∙(1-〖0,682〗^4 )∙〖0,022〗^3 )=339,31 МПа

где α = dв /dп = 15/22 = 0,682

Касательные напряжения среза в сечениях между бобышками и головкой щатуна

τ=(0,85P(1+α+α^2))/((1-α^4)d_п^2 )=(0,85∙0,037701∙(1+0,682+〖0,682〗^2))/((1-〖0,682〗^4)∙〖0,022〗^2 )=181,4 МПа

Наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца при овализации

∆d_(п max)=(1,35∙P)/(E∙l_п )∙((1+α)/(1-α))^3∙[0,1-(α-0,4)^3 ]=
=(1,35∙0,037701)/(2∙〖10〗^5∙0,068)∙((1+0,682)/(1-0,682))^3∙[0,1-(0,682-0,4)^3 ]=0,000042 мм

Напряжения овализации на внешней поверхности пальца
– в горизонтальной плоскости (точки 1, ψ = 0º)

σ_(α 0°)=(15∙P)/(l_п d_п )∙[0,19∙((2+α)(1+α))/〖(1-α)〗^2 +1/(1-α)]∙[0,1-(α-0,4)^3 ]=(15∙0,037701)/(0,068∙0,022)∙[0,19∙((2+0,682)(1+0,682))/〖(1-0,682)〗^2 +1/(1-0,682)]∙[0,1-(0,682-0,4)^3 ]=4300 МПа

– в вертикальной плоскости (точки 3, ψ = 90º)

σ_(α 90°)=-(15∙P)/(l_п d_п )∙[0,174∙((2+α)(1+α))/〖(1-α)〗^2 +0,636/(1-α)]∙[0,1-(α-0,4)^3 ]=-(15∙0,037701)/(0,068∙0,022)∙[0,174∙((2+0,682)(1+0,682))/〖(1-0,682)〗^2 +0,636/(1-0,682)]∙[0,1-(0,682-0,4)^3 ]=-3612 МПа

Напряжение овализма на внутренней поверхности пальца:
– в горизонтальной плоскости (точки 2, ψ = 0º)

σ_(i 0°)=-(15∙P)/(l_п d_п )∙[0,19∙((1+2α)(1+α))/(〖(1-α)〗^2∙α)+1/(1-α)]∙[0,1-(α-0,4)^3 ]=-(15∙0,037701)/(0,068∙0,022)∙[0,19∙((1+2∙0,682)(1+0,682))/(〖(1-0,682)〗^2∙0,682)+1/(1-0,682)]∙[0,1-(0,682-0,4)^3 ]=-5210 МПа

– в вертикальной плоскости (точки 4, ψ = 90º)

σ_(i 90°)=(15∙P)/(l_п d_п )∙[0,174∙((1+2α)(1+α))/(〖(1-α)〗^2∙α)+0,636/(1-α)]∙[0,1-(α-0,4)^3 ]=(15∙0,037701)/(0,068∙0,022)∙[0,174∙((1+2∙0,682)(1+0,682))/(〖(1-0,682)〗^2∙0,682)+0,636/(1-0,682)]∙[0,1-(0,682-0,4)^3 ]=4446 МПа.

 

 

 

 



3. Список используемой литературы

Колчин А. И., Демидов В. П. «Расчёт автомобильных и тракторных двигателей».- М.: Высшая школа, 2008
Николаенко А. В. «Теория, конструкция и расчёт автотракторных двигателей».- М.: Колос, 1984
Мелисаров В. М., Беспалько П. П., Каменская М. А. «Тепловой расчёт и тепловой баланс карбюраторного двигателя и двигателя с впрыском топлива».- Т.: ТГТУ, 2009.

 




Комментарий:

Курсовая работа - отлично!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы