Автомобильные двигатели: Методические указания по выполнению курсового проекта

Министерство образования Российской Федерации Хабаровский государственный технический университет

АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов специальности 150500 «Автомобили и автомобильное хозяйство» заочной формы обучения

Хабаровск Издательство ХГТУ 2002

УДК 621.431 Автомобильные двигатели: Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов специальности 150500 «Автомобили и автомобильное хозяйство» заочной формы обучения / Сост. В. Д. Басаргин. – Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 2002. – 39 с. Методические указания составлены на кафедре «Двигатели внутреннего сгорания». Включают методические указания по основным вопросам курсового проектирования, содержание отдельных разделов проекта и рекомендации по их выполнению. Печатается в соответствии с решениями кафедры «Двигатели внутреннего сгорания» и методического совета заочного факультета.

© Издательство Хабаровского государственного технического университета, 2002 2

I. ЦЕЛЬ, ОБЪЕМ И СОДЕРЖАНИЕ КУРСОВОГО ПРОЕКТА Выполнение курсового проекта по курсу «Автомобильные двигатели» осуществляется после изучения всего теоретического курса и заканчивается его защитой. В курсовом проекте студент должен осуществить самостоятельную модернизацию существующего двигателя (прототипа) или в отдельных случаях разработать конструкцию нового двигателя. Основной и обязательной задачей курсового проектирования является разработка двигателя с лучшими, чем у прототипа, технико-экономическими показателями. Отличительной особенностью курсового проекта автомобильного двигателя является то, что сначала в осеннем семестре выполняется тепловой расчет двигателя (контрольная работа), который является первой частью проекта. Контрольная работа должна быть проверена и защищена, чтобы избежать ошибок при дальнейшей работе над проектом. Она может при соответствующем оформлении приложена к пояснительной записке курсового проекта или оформлена как единое целое, т. к. все расчеты и графические материалы должны быть взаимосвязаны, а основные размеры двигателя (D, S, Lш и т. д.) на чертежах должны соответствовать расчетным величинам. Курсовой проект двигателя является эскизным и должен состоять: 1) из расчетно-пояснительной записки и 2) графической части. 1. Расчетно-пояснительная записка: а) задание на проект; б) технико-экономическое обоснование проектируемого двигателя и выбор основных параметров, необходимых для расчета двигателя; в) тепловой расчет (прилагается защищенная контрольная работа); г) внешняя скоростная характеристика (в составе контрольной работы); д) динамический расчет; е) расчет основных деталей и систем с необходимыми схемами и эскизами (в соответствии с заданием); ж) перечень использованной литературы. 2. Графическая часть проекта включает: а) разработку конструкции двигателя, представляемую продольным и поперечным разрезами (по согласованию с руководителем курсового проекта) – 2 листа; б) графики к динамическому и тепловому расчетам, выполненные на «миллиметровке» – 1 лист. На этом листе должны быть представлены: • индикаторная диаграмма и диаграмма фаз газораспределения; • развернутые по углу поворота диаграммы сил давления газов, сил инерции, действующих на поршень, и суммарная диаграмма сил от давления газов и инерции; • схема сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме (КШМ); 3

• диаграммы боковой силы, силы, действующей касательно к радиусу кривошипа, и силы, действующей по радиусу кривошипа; • диаграмма суммарного индикаторного крутящего момента двигателя; • полярная и развернутая диаграммы давлений (нагрузки) на шатунную шейку; • диаграмма износа шатунной шейки. Оформление расчетно-пояснительной записки Расчетно-пояснительная записка к проекту должна быть краткой, технически грамотной, иллюстрирована схемами, графиками, рисунками и содержать ссылки на источники. Пояснительная записка оформляется в соответствии с требованиями ЕСКД. Содержание и оформление расчетно-пояснительной записки должно удовлетворять следующим основным требованиям: • расчеты должны сопровождаться заголовками с кратким и правильно сформулированным пояснением; • формулы, не являющиеся общеизвестными, должны снабжаться ссылками на источники; • все вычисления должны выполняться с помощью калькуляторов или на персональных компьютерах кафедры ДВС по разработанным кафедрой программам; • конечные результаты каждой формулы должны иметь обозначения размерностей в международной стандартной системе единиц в соответствии с ГОСТ 9667-61; • общий объем – 50...70 с. Страницы пояснительной записки должны быть пронумерованы, а обложка – выполнена на чертежной бумаге в виде титульного листа. Оформление чертежей Все чертежи должны быть выполнены в соответствии с ЕСКД. Чертежи следует выполнять в масштабе 1:1, в карандаше, с необходимыми размерами (габаритные, основные расчетные – с указанием посадок), обозначениями спецификации основных узлов и главных деталей двигателя (не менее 20 позиций на двух листах). На поперечном разрезе следует изображать кривошипно-шатунный механизм первого цилиндра в положении в. м. т. На продольном разрезе разрез по первому цилиндру изображается с поворотом в вертикальную плоскость.

4

Защита курсовых проектов Защита курсовых проектов происходит в комиссии, состоящей из двух преподавателей кафедры. Защита открытая в присутствии студентов. В процессе защиты проекта студент должен кратко и грамотно изложить суть проекта, сосредоточив основное внимание на инженерном обосновании проекта в целом. При этом не следует чрезмерно увлекаться общим описанием устройства двигателя и работой его отдельных узлов (если они не являются оригинальными). На защиту курсового проекта отводится 20...25 мин., из которых для доклада студента – не более 10 мин и для ответа на вопросы членов комиссии – 10...15 мин. Ответы на вопросы рекомендуется давать в форме доказательства целесообразности принятых в проекте решений. После состоявшейся защиты чертежи сворачиваются по размеру записки (штампом наружу) и сдаются на кафедру. Технико-экономическое обоснование параметров и конструктивных форм проектируемого двигателя Для выполнения курсового проекта студенту выдается фотография разрезов прототипа двигателя либо указывается литература, где имеются сведения о нем. В качестве прототипа даются, как правило, двигатели устаревших моделей. Поэтому в начале работы над проектом необходимо сделать анализ показателей прототипа и наметить пути усовершенствования. В задании на курсовой проект указываются только мощность, частота вращения коленчатого вала, тип и назначение двигателя. Выбирать и обосновывать все остальные параметры проектируемого двигателя предлагается студенту. К параметрам двигателя, требующим обоснования, относятся: • система смесеобразования и коэффициент избытка воздуха α; • форма камеры сгорания; • степень сжатия ε ; • отношение хода поршня к диаметру цилиндра S / D; • отношение радиуса к длине шатуна λ ═ r / Lш; • силовая схема и тип газораспределительного механизма. Выбор параметров и конструктивных усовершенствований желательно согласовывать с руководителем курсового проекта. Обоснование указанных параметров и конструктивных форм рекомендуется принимать на основании рекомендованной литературы. 5

П. МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА 1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ

При выполнении теплового расчета следует обратить особое внимание на его точность, так как ошибка в подсчете одного показателя влечет за собой искажение всего расчета. В связи с этим рекомендуется основные параметры теплового расчета проектируемого двигателя регулярно сопоставлять с аналогичными параметрами существующих прогрессивных двигателей соответствующего назначения и типа. При существенных отличиях расчетных параметров от сопоставляемых необходимо уточнить расчет, а в необходимых случаях и изменить принятые для расчета величины и коэффициенты. Тепловой расчет следует выполнять в следующей последовательности. • Определение параметров рабочего тела В соответствии с выбранным сортом топлива устанавливается его октановое число, молекулярная масса mт, химический элементарный состав по массе и низшая теплота сгорания топлива Нu. Определяем теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива: L0 =

1 ⎛C H O⎞ ⎜ + − ⎟; 0,21 ⎝ 12 4 32 ⎠

l0 =

1 ⎛8 ⎞ ⎜ C + 8H − O ⎟ . 0,23 ⎝ 3 ⎠

Суммарное количество горючей смеси: для карбюраторного двигателя М1 = α L0 + 1 / mт; для дизеля М1 = α L0 . Количество отдельных компонентов продуктов сгорания: при α ≥ 1, МСО = 0 и МН2 = 0 H C ; M CO2 = ; M O2 = 0,21(α − 1) L0 ; M H 2 = 0,79L0α , 2 12 < 1, M O2 = 0 количество отдельных составляющих продуктов сгора-

M H 2O =

при α ния определяется по зависимостям: 1− α M CO = 0,42 L0 ; 1+ k C M CO2 = − M CO ; 12

M O2 = 0,21(α − 1) L0 ;

6

M N 2 = 0,79αL0 ;

1− α L0 . 1+ k Согласно экспериментальным данным коэффициент M H2 k = = 0, 45 ... 0,50 . M CO Общее количество продуктов сгорания определяется по формуле М2 = М C O + М H O + МСО + М N 2 + М O2 + М H 2 . M H 2 = 0,42k

2

2

• Процесс наполнения Основными параметрами, характеризующими процесс наполнения, являются: ηv – коэффициент наполнения (определяется расчетом); γґ – коэффициент остаточных газов (определяется расчетом); Ρа – давление в конце наполнения (определяется расчетом); Τа – температура рабочей смеси в конце наполнения (определяется расчетом); Ρґ – давление остаточных газов (принимается предварительно); Τґ – температура остаточных газов (принимается); Ρо – давление окружающей среды (принимается); Τо – температура окружающей среды (принимается). Расчет процесса наполнения заключается в определении значений этих параметров. Давление конца процесса наполнения Ρа = Ρо – (β 2 + ξвп)(

Sn 2 FΠ 2 ρ 0 ) ( ) 10-6, 30 if ΒΠ 2

где (β 2 + ξвп) – суммарный коэффициент сопротивления впускной системы (2,5...4). Большие значения соответствуют быстроходным двигателям; Ѕ – ход поршня, можно предварительно принять равным ходу поршня двигателя прототипа; n – частота вращения коленчатого вала двигателя;

FΠ – отношение площади if ΒΠ

поршня к суммарной площади впускных клапанов. Данная величина зависит от средней скорости поршня, рекомендуемые значения указаны в табл. 1; ρ о – плотность заряда на впуске ( ρ о =

ρo RвTo

); Rв – газовая постоянная воздуха ( Rв

=

Rµ µв

);

Rµ – универсальная газовая постоянная = 8 314 Дж ⁄ кмоль; µв – молекулярная масса воздуха = 28,97 кг ⁄ кмоль. Величина давления Ра лежит в пределах, указанных в табл. 1. Коэффициент остаточных газов 7

γr

=

Τ0 + ∆Τ Ρr . εΡa − Ρr Τr

Степень подогрева заряда ∆Т зависит от быстроходности двигателя, охлаждения цилиндров, расположения впускных и выпускных патрубков, применения подогрева впускного трубопровода. Меньшие значения ∆Т соответствуют быстроходным двигателям и карбюраторным, когда впускной и выпускной коллекторы расположены с разных сторон, большие значения – двигателям с воздушным охлаждением. Пределы изменения величин подогрева указаны в табл. 2. Таблица 1

Тип двигателя

Sn 30

Ρa Ρ0 0,90...0,95

Тихоходные

4,0...6,0

FΠ if ΒΠ 9,0...14,0

Средней быстроходности

6,0...10

6,0...9,0

0,85...0,90

Быстроходные

10...14

4,5...6,0

0,80...0,85

CΠ =

Таблица 2

Карбюраторные

0...20

Ρr Ρ0 1,1...1,25

Дизель

20...40

1,03...1,2

Тип двигателя

∆Т

Тr, K

γr

Та, K

ηv

900...1 000

0,06...0,15

340...400

0,75...0,85

700...900

0,03...0,06

310...340

0,8...0,9

Давление и температура остаточных газов зависит от конструкции выпускного коллектора и быстроходности двигателя. Большие значения соответствуют быстроходным двигателям, оборудованным глушителями на выпуске. Пределы изменения параметров – в табл. 2. Температура наполнения Та находится по зависимости Ta =

T0 + ∆T + γ r Tr . 1+ γ r

Коэффициент наполнения ηv определяется из выражения

ηv = 8

ε

Pa T0 . ε − 1 P0 T0 + ∆Τ + γ r Τr

Величина коэффициента остаточных газов, температуры в конце процесса наполнения и коэффициента наполнения должны находиться в пределах, указанных в табл. 2. • Параметры процесса сжатия Основными параметрами, определяющими процесс сжатия, являются: Рс – давление в конце процесса сжатия; Тс – температура в конце процесса сжатия; n1 – показатель политропы сжатия. Величины давления и температуры в конце процесса сжатия рассчитываются, а величина среднего показателя политропы сжатия или рассчитывается, или устанавливается в зависимости от частоты вращения проектируемого двигателя, степени сжатия, размеров цилиндра, материалов поршня и цилиндра, теплообмена и других факторов. Кроме того, величина n1 может быть оценена с учетом вышеперечисленных факторов по величине среднего показателя адиабаты сжатия к1 , которая определяется по номограмме [1 рис. 25]. Для карбюраторных двигателей n1 ≈ (к1 – 0,01)...(к1 – 0,04) = 1,32...1,38; n1 ≈ (к1 + 0,02)...(к1 – 0,02) = 1,35...1,40. При определении величины n1 необходимо помнить, • что с увеличением частоты вращения n1 увеличивается; • при повышении средней температуры процесса сжатия n1 уменьшается; • с увеличением интенсивности охлаждения двигателя n1 уменьшается; • с уменьшением степени поверхности охлаждения к объему цилиндра n1 увеличивается. В качестве первого приближения значения n1 можно принять по рекомендациям, приведенным в табл. 3. Давление конца процесса сжатия Ρc = Ρa ε n1 .

Температура конца процесса сжатия Τc = Τa ε n1 −1 .

Значения параметров конца процесса сжатия у существующих двигателей лежат в пределах, указанных в табл. 3. Таблица 3

Тип двигателя Карбюраторные Дизельные

n1 1,32...1,38 1,35...1,40

Рс, МПа 0,6...1,6 3,0...6,0

Тс, К 550...750 700...900 9

• Определение параметров процесса сгорания Основными параметрами процесса сгорания являются: РZ – максимальное давление сгорания (определяется расчетом); ТZ – температура конца сгорания (определяется расчетом); λ – степень повышения давления (для дизелей задается; для карбюраторных двигателей определяется расчетом); ρ – степень предварительного расширения (для дизелей задается). Коэффициент молекулярного изменения µ0 =

M2 . M1

Действительный коэффициент молекулярного изменения M + γr M 1 µ +γ r µ= 2 . или µ = 0 M 1 (1 + γ r ) 1+ γ r Количество теплоты, потерянное вследствие неполного сгорания топлива (только при α < 1), ∆Нu = 119 950 (1 – α) L0. Теплота сгорания рабочей смеси Нраб.см =

H u − ∆H u . M 1 (1 + γ r )

Таблица 4

Состав топлива в 1 кг Топливо

Нu,

µт,

Н 0,145

О -

МДж / кг

кг / кмоль

Бензин

С 0,855

44

115

Дизельное

0,870

0,126

0,004

42

170

Температура сгорания определяется из уравнений: при α < 1 (карбюраторный двигатель) ξ Ζ ( H u − ∆H u ) u c + γ r u c " + = µ ⋅ u'Ζ . M 1 (1 + γ r ) 1+ γ r

(1)

при α > 1 (дизельный двигатель)

ξΖ Hu u + γr uc " + c + 8,314 λTC = µ(u ' ' Ζ +8,314TΖ ), M 1 (1 + γ r ) 1 + γr

(2)

где ξz – коэффициент использования теплоты (учитывает потери тепла, связанные с догоранием топлива в процессе расширения, теплообмен со стенками камеры сгорания, диссоциацию продуктов сгорания). Пределы его изменения указаны в табл. 5. Меньшие значения ξz относятся к быстроходным двигателям; Нu – низшая теплотворная способность топлива (табл. 4); uc – внутренняя энергия свежего заряда в конце сжатия: 10

uc = Сυtc ; Сυ – теплоемкость свежего заряда (принимается равной теплоемкости воздуха и аппроксимирована линейной зависимостью от температуры): Сυ = 20,484 + 0,002 687 tc; u''c – внутренняя энергия продуктов сгорания в конце сжатия: u''c = С''υtc ; С''υ – средняя теплоемкость продуктов сгорания: С''υ =

M CO2 C ''υCO2 + M CO C ''υCO + M H 2O C '' H 2O + M H 2 C '' H 2 + M O2 C '' O2 + M N 2 C '' N 2 M2

(3)

.

Таблица 5

Тип двигателя

ξz

Рz, МПа

Тz, К

λ

ρ

Карбюраторные

0,85...0,92

3,0...5,0

550...750

3,0...4,0

1

Дизельные

0,75...0,85

5,0...10,0

700...900

1,4...2,2

1,2...1,6

Теплоемкости компонентов, аппроксимированных линейной зависимостью, определяются по зависимостям, приведенным в табл. 6. Таблица 6

Газ О2 N2 Н2О С2О СО

С''υ , кДж / (кмоль.°С) от 0 до 1 500 °С 21,130 + 0,003 4 tс 20,419 + 0,002 486 tс 24,715 + 0,005 604 tс 29,762 + 0,010 75 tс 20,612 + 0,002 859 tс

С''υ , кДж / (кмоль.°С) от 1 500 до 3 000 °С 23,656 + 0,001 558 tz 22,374 + 0,001 424 tz 27,235 + 0,003 909 tz 39,888 + 0,003 184 tz 22,575 + 0,001 428 tz

Левая часть уравнений (1) и (2)

Уравнения (1), (2) решаются графическим методом. Вначале вычисляется левая часть этих уравнений. Так как в правой части неизвестны температура tz и внутренняя энергия продуктов сгорания u''z , то поступают следующим образом: задаются двумя значениями температуры tz1 , tz2 с интервалом в 100 °С и вычисляют внутреннюю энергию из выражения u''z = С''υz tz. Средняя теплоемкость продуктов сгорания определяется из выражения (3), а теплоемкости отдельных компонентов – по зависимостям, приведенным в табл. 6. Затем определяются праТz1 Тz Тz2 вые части уравнения (1) либо (2) и строится график изменения правой части уравнений в зависимости Рис. 1. Определение температуры Тz от температуры (рис. 1). 11

По оси ординат откладывается левая часть уравнения сгорания и по ней определяется искомая температура Тz. Необходимым условием при определении температуры является следующее: вычисленная величина левой части уравнения (1) или (2) должна находиться между величинами правой части этих уравнений, определенных для интервала температур в 100 °С. При задании температуры Тz1 , Тz2 можно ориентироваться данными табл. 5. Расчетное давление конца сгорания для карбюраторного двигателя Τz = µ

Τz Ρc . Τc

Степень повышения давления λ =

Ρz . Ρc

Максимальное давление цикла с учетом скругления диаграммы P ' z = 0,85Pz . Расчетное давление конца сгорания для дизелей (не скругляется) определяется по принятой степени повышения давления. Степень повышения давления принимается исходя из выбранного способа смесеобразования, рекомендованные значения – в табл. 5. Большие значения λ относятся к двигателям с открытыми камерами сгорания, меньшие – двигателям с разделенными камерами, а также с пленочным смесеобразованием. Степень предварительного расширения ρ=

µ Τz . λ Τc

Вычисленные значения параметров процесса сгорания должны находиться в пределах, указанных в табл. 5. • Параметры процессов расширения и выпуска Основными параметрами процессов расширения и выпуска являются: Рв – давление в конце процесса расширения; Тв – температура в конце процесса расширения; n2 – показатель политропы расширения; δ – степень последующего расширения; Тr – температура остаточных газов, действительная. Все эти величины параметров рассчитываются. Для дизелей давление и температура в конце процесса расширения определяются по зависимостям: Ρ Τ ΡB = nZ2 ; ΤB = n2Z−1 , δ δ здесь степень последующего расширения расчитывается по зависимости δ = ε /ρ. Для карбюраторных двигателей эти величины находятся по формулам: 12

ΡB =

ΡZ ; ε n2

ΤB =

ΤZ . ε n2 −1

Проверка принятой ранее температуры остаточных газов: ΤB

Τr = 3

ΡB Ρr

Κ.

При расхождении между принятой величиной и полученной по этой формуле более чем на 10 % тепловой расчет необходимо пересчитать заново с корректировкой принимаемых значений параметров. Величину среднего показателя политропы расширения n2 можно в первом приближении принимать в зависимости от частоты вращения коленчатого вала рассчитываемого двигателя, интенсивности охлаждения, коэффициента использования теплоты на линии видимого сгорания и коэффициента избытка воздуха. Показатель политропы зависит в основном от скорости сгорания, частоты вращения и размеров цилиндра. Кроме того, величина n2 может быть оценена с учетом вышеперечисленных факторов, по величине среднего показателя адиабаты расширения к2, которая определяется по номограммам [1 рис. 29 и 30]. Все значения параметров процесса расширения у существующих двигателей – в табл. 7. Таблица 7

Тип двигателя Карбюраторные Дизельные

ξB

РВ, МПа

ТВ, К

n2

0,85...0,95 0,80...0,90

0,35...0,50 0,2...0,4

1 200...1 500 1 000...1 200

1,23...1,30 1,18...1,28

• Индикаторные показатели рабочего цикла Среднее теоретическое индикаторное давление смешанного цикла (для дизеля) определяется из выражения Ρip =

Ρc ⎡ 1 ⎤ λρ 1 1 (1 − n1 −1 )⎥ . (1 − n2 −1 ) − ⎢ λ( ρ − 1) + n2 − 1 n1 − 1 ε −1 ⎣ δ ε ⎦

Для карбюраторного двигателя по той же формуле, но при ρ = 1, δ = ε. Действительное среднее индикаторное давление Ρi = Ρipϕϕ i , где ϕ i – коэффициент скругления диаграммы (по опытным данным он равен 0,92...0,97). Отклонение действительного цикла от расчетного у карбюраторного двигателя меньше, чем у дизеля, поэтому у карбюраторных двигателей значение ϕ i ближе к верхнему пределу, у дизелей с разделенными камерами сгорания из-за наличия дополнительных тепловых и гидравлических потерь – ближе к нижнему пределу. 13

Индикаторный КПД ηi = 8,314

Μ i Ρi Τ0 . Η u ηv Ρ0

Индикаторный расход топлива gi =

3 600 . Η u ηi

Значения рассчитываемых параметров должны лежать в пределах, указанных в табл. 8. Таблица 8 Тип двигателя Карбюраторные Дизельные

Рί , МПа 0,8...1,2 0,75...2,2

g ί ,г/(кВт.ч) 245...300 175...205

ηί 0,28...0,39 0,42...0,48

ηм 0,70...0,85 0,70...0,82

• Эффективные показатели двигателя К эффективным показателям двигателя относятся: Pе – среднее эффективное давление; Nе – эффективная мощность двигателя (задана); ηе – эффективный КПД; gе – удельный эффективный расход топлива; Gт – часовой расход топлива. Эффективные показатели в значительной мере зависят от механических потерь. Согласно опытным данным среднее давление механических потерь определяется по эмпирической зависимости Рм = am + bm Cn . Значения коэффициентов am , bm – в табл. 9. Среднее эффективное давление Ре = Рί – Р м . Механический КПД

ηΜ =

Ρe . Ρi

Таблица 9 Тип двигателя Карбюраторные Дизели с неразделенной камерой сгорания Вихрекамерные дизели Предкамерные дизели 14

S/D>1 S/D<1 D > 120 мм D < 120 мм

am

bm

0,05 0,04 0,09 0,045 0,09 0,105

0,015 5 0,013 5 0,012 0,012 0,013 8 0,015 6

Эффективный КПД двигателя

ηе = ηί ηм.

Удельный эффективный расход топлива

ge =

gi

ηm

.

Часовой расход топлива GT = g e N e ⋅ 10 −3 . '

Значения вычисленных значений эффективных показателей должны лежать в пределах, указанных в табл. 10. Таблица 10 Тип двигателя

Ре , МПа

gе, г/(кВт·ч)

ηе

Карбюраторные

0,60...0,95

300...325

0,25...0,33

Дизельные

0,55...0,85

217...238

0,35...0,4

• Определение основных размеров цилиндра двигателя К основным размерам и параметрам двигателя относятся: D – диаметр цилиндра двигателя; S – ход поршня; VΛ – литраж двигателя; n – частота вращения коленчатого вала двигателя (задана). Литраж двигателя определяется по зависимости VΛ =

30 ⋅ 4 Ν e . Ρe n

Рабочий объем одного цилиндра рассчитываемого двигателя Vh =

VΛ , i

здесь ί – число цилиндров (задано). Диаметр цилиндра D=

4Vh , πk

где k = S / D (требуется выбрать при расчете). Величина k у существующих двигателей лежит в пределах от 0,7 до 1,3. Большие значения соответствуют дизельным двигателям. При выборе k следует учитывать, что наметившаяся тенденция уменьшения k не оправдана, поэтому для карбюраторных двигателей нецелесообразно применять значения k значительно меньше единицы. 15

Ход поршня определяется по зависимости S = Dk . Значения диаметра и хода поршня округляются до ближайшей величины, кратной 0,5 мм (например, D = 91,78 ≈ 92 мм; Ѕ = 83, 41 ≈ 83,5). По округленным значениям Ѕ и D определяются литраж двигателя и его мощность: π D2 ' VΛ = Si; 4 ' VΛ Ρe n ' Νe = . 120 Новое значение N e ' не должно отличаться от заданного более чем на 5 %. Средняя скорость поршня определяется по формуле C п =

Sn . 30

Полученная средняя скорость поршня не должна отличаться от принятой предварительно при определении механических потерь более чем на 10 %. Принятые значения Ѕ и D рекомендуется согласовать с руководителем курсового проекта. • Построение индикаторной диаграммы При построении индикаторной диаграммы её масштабы рекомендуется выбирать с таким расчетом, чтобы получить высоту диаграммы, равную 1,2...1,5 её основания (рис. 2). Для этого на оси абсцисс откладывается отрезок АВ, соответствующий рабочему объему цилиндра двигателя, а по величине равный ходу поршня (или удвоенному ходу поршня). Величина ОА, соответствующая объему камеры сгорания, определяется из соотношения ОА =

AB . ε −1

Масштаб по оси давлений рекомендуется выбирать mΠ = 0,02; 0,025; 0,05.

По данным теплового расчета на диаграмме откладываются в выбранном масштабе величины давлений в характерных точках а, с, z, z΄ (для дизелей величина отрезка z z΄ определяется из выражения z z΄ = АО (ρ – 1)), b. Построение политроп сжатия и расширения производится вычислением ряда точек для промежуточных объемов (табл. 11) из уравнений: для политропы сжатия

⎛V Ρx = Ρa ⎜⎜ a ⎝ Vx

n1

⎞ ⎟⎟ ; ⎠

⎛V для политропы расширения Ρx = Ρb ⎜⎜ b ⎝ Vx 16

n2

⎞ ⎟⎟ . ⎠

Для дизелей следует учесть, что линия расширения начинается с точки z΄ , т. е. ⎛V Ρ z = Ρb ⎜⎜ b ⎝ Vz '

n2

⎞ ⎟⎟ Ρb δ n2 . ⎠ Таблица 11

Сжатие

Расширение

Va Vx Px Vb Vz Px

1

2

...

ε

Pa 1

... 2

... ...

Рс δ

Pb

...

...

Рz

Рис. 2. Индикаторная диаграмма расчетного цикла 17

• Скругление индикаторной диаграммы Для скругления индикаторной диаграммы необходимо выбрать фазы газораспределения и угол опережения зажигания или впрыска топлива. Эти данные принимаются с учетом аналогичных из информации по прототипу. Углы опережения зажигания (впрыска топлива) и открытия (закрытия) впускных и выпускных клапанов (фазы газораспределения) наносятся на индикаторную диаграмму по методу профессора Брикса. С этой целью отрезок диаграммы АВ делится пополам (точка О) и от точки О в сторону н. м. т. откладывается отрезок ОО (поправка Брикса), равный по величине OO ' =

R λ AB λ , = 2 4

здесь λ ═ ґ ⁄ Lш . При выборе величины λ следует учитывать следующее: при укорачивании шатуна, т. е. с увеличением λ, возрастает максимальный угол отклонения шатуна от оси цилиндра и увеличивается боковое давление на стенку цилиндра, что повышает износ, уменьшается масса шатуна и двигателя в целом, а также его габаритная высота. Рекомендуемые значения λ – в табл. 12. Таблица 12

Тип двигателя Карбюраторные

1 / 3,4 . . . 1 / 3,7

Дизельные

1 / 3,2 . . . 1 / 4,2

λ

Следует помнить, что при применении коротких шатунов необходимо проверять возможность прохождения противовесов коленчатого вала под нижней кромкой поршня при положении его в н. м. т. Из точки О проводится полуокружность радиусом АВ/2, которая известными методами делится на необходимое количество частей. Точки деления окружности соединяются лучами с точкой О. Имея транспортир, можно из точки О провести лучи, последовательно откладывая углы с шагом 20...30˚. В интервале углов от 0 до 30˚ и от 150 до 180˚ лучи следует проводить через 10˚ (рис. 2). Затем из точки О´ параллельно ранее проведенным (вспомогательным) лучам проводятся необходимые лучи, из точек пересечения которых с окружностью проводят тонкие вертикальные прямые. Точки пересечений этих прямых с осью абсцисс (объемов или хода поршня) и с контуром индикаторной диаграммы дают графическую связь параметров рабочего процесса с углом поворота коленчатого вала. После оформления индикаторной диаграммы подсчитывается её площадь (заключенная между политропами сжатия и расширения), которая эквивалентна индикаторной работе цикла. Перестроив эту площадь в виде прямоугольника на длине хода поршня, начиная от линии атмосферного давления, получим величину 18

среднего индикаторного давления, которое не должно отличаться более чем на 5 % от расчетного. 2. ВНЕШНЯЯ СКОРОСТНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

В эксплуатационных условиях изменение скоростного режима оказывает сильное влияние на параметры рабочего цикла. Вследствие этого знание закономерностей и причин, обусловливающих эти изменения в функции частоты вращения, дает возможность определить наиболее эффективные способы улучшения работы двигателя. Такой анализ возможно выполнить по скоростной характеристике двигателя. Наиболее точно внешнюю скоростную характеристику вновь проектируемого двигателя можно построить по результатам теплового расчета, проведенного для нескольких режимов работы (при различных частотах вращения) двигателя. Однако с достаточной степенью точности эту характеристику можно построить и по результатам теплового расчета, проведенного для одного режима максимальной мощности. Построение кривых скоростной характеристики ведется в интервале от nmin = n N / 4 до nmax = (1,1...1,2)n N . На рис. 3 приведена типовая скоростная характеристика автомобильного двигателя. Расчетные точки выбираются с интервалом 500...1 000 мин-1. Расчетные точки кривой эффективной мощности определяются по эмпирическим зависимостям: для карбюраторных двигателей N ex

2 nx ⎡ nx ⎛ nx ⎞ ⎤ ⎟ ⎥; ⎢1 + = Ne −⎜ n N ⎢ n N ⎜⎝ n N ⎟⎠ ⎥ ⎣ ⎦

для дизелей N ex

2 nx ⎡ nx ⎛ nx ⎞ ⎤ ⎟ ⎥, ⎢A + B = Ne −⎜ nN ⎢ n N ⎜⎝ n N ⎟⎠ ⎥ ⎣ ⎦

где Nе – максимальная мощность; nN – частота вращения коленчатого вала в минуту при максимальной мощности; Nех , nх – эффективная мощность, кВт, и частота вращения вала в рассчитываемых точках скоростной характеристики. Коэффициенты А и В имеют значения: для дизелей с неразделенной камерой сгорания А = 0,87; В = 1,13; для дизелей с предкамерой А = 0,60; В = 1,40; для дизелей с вихревой камерой А = 0,70, В = 1,30. По рассчитываемым точкам в масштабе mN строится кривая эффективной мощности (рис. 3). Точки кривой эффективного крутящего момента определяется по формуле 19

Μ ex =

Ν ex . nx

По полученным точкам в масштабе mМ строится кривая эффективного крутящего момента (рис. 3). Среднее эффективное давление Ρex =

120 Μ ex Vл

также в масштабе mР наносится на график скоростной характеристики (рис. 3).

Ne, kBaт

Рис. 3. Внешняя скоростная характеристика двигателя

Точки кривой среднего давления механических потерь определяются в соответствии с конструкцией двигателя по одной из эмпирических формул, приведенных в тепловом расчете. Величины среднего индикаторного давления в расчетных точках определяются по формуле Рίх = Рех + Рмх . Вычислив значение среднего индикаторного давления в расчетных точках, находят значения среднего индикаторного момента Μ ix = 20

Vл Ρix . 120

Используя кривую среднего индикаторного момента, строится кривая коэффициента наполнения (рис. 3). Значения ηех в расчетных точках определяют из выражения ηίх = С М ίх. Постоянную величину С находят из отношения С = ηίх / МίΝ. Удельный эффективный расход топлива определяется по формуле g e = 3 600

ρ0 ηvx , Μ 1Ρex

где М1 – количество свежего заряда, является функцией коэффициента избытка воздуха М1 = ƒ(α). Принимая линейное изменение α по скоростной характеристике, можно определить М1, а затем и gех в расчетных точках. Для карбюраторных двигателей α при nmίn изменяется в пределах 0,75...0,85, а при nΝ α = 0,85...0,95. Значение α при nΝ принято в начале теплового расчета. Для быстроходных дизелей без наддува при nmίn α = 1,1...1,3, а при nΝ α = 1,2...1,7. Часовой расход топлива определяется по зависимости Gтх = gехNех. Все результаты расчетов рекомендуется занести в табл. 13 и построить график внешней скоростной характеристики (рис. 3). Таблица 13

Обороты n

Nе

Mе

Pе

Параметры скоростной характеристики Pм Pί Mί α gе Gт

ηv

М1

nmίn . . . nN nmax

3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

После проведения теплового расчета и предварительной компоновки двигателя можно переходить к выполнению динамического рсчета. Основные исходные данные для динамического расчета: ход поршня S, диаметр цилиндра D и индикаторная диаграмма – получены из теплового расчета. Дополнительно необходимо выбрать и обосновать в соответствии с прототипом и полученными данными длину шатуна, массы поршневой и шатунной групп. 21

Динамический расчет рекомендуется проводить в следующей последовательности: 1. Развернуть индикаторную диаграмму по углу поворота кривошипа, взяв за начало отсчета начало процесса (хода) впуска (характерная точка r). При развертывании диаграммы следует учесть, что давление на свернутой индикаторной диаграмме отсчитывают от абсолютного нуля, а на развернутой диаграмме покаСледовательно, давзывается избыточное давление над поршнем ∆Рг = Рг – Р0. ление в цилиндре, меньшее атмосферного, на развернутой диаграмме будет отрицательным. Развертывание индикаторной диаграммы проще всего вести графическим способом (метод Брикса), приняв шаг измерения давлений равный 30˚ по углу поворота кривошипа и дополнительно характерную точку при 370˚, в которой можно считать (в первом приближении) достигается максимальное давление. Измеряемые по индикаторной диаграмме или расчетные (при аналитическом способе построения развернутой диаграммы) значения давлений следует занести в сводную таблицу результатов динамического расчета (табл. 14). 2. Рассчитать силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс шатунно-поршневой группы. Расчет рекомендуется проводить аналитическим способом через каждые 30˚ угла поворота кривошипа. Для возможности сложения инерционных сил с силами давления газов, которые представлены в МПа, их значения необходимо принимать отнесенными к единице площади поршня: Ρj = −

m j Rω2 Fп

(сos α + λ сos 2α ) ,

где mj = mп + mш. п – массы, совершающие возвратно-поступательное движение; mп – масса поршневой группы; mш. п = 0,275 mш – масса шатуна, отнесенная к поршневой головке (условно сосредоточена на оси поршневого пальца); значения mп и mш определяются по рекомендациям, приведенным в [1, 2]; ω=

πn

30

– угловая скорость вращения коленчатого вала; λ = R L ш – кинематиче-

ская постоянная, определяемая как отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; Fп – площадь поршня расчитываемого двигателя. Значение тригонометрической функции (cos α + λ cos 2α ) для различных углов поворота кривошипа в зависимости от λ можно взять из [1, 2] и занести в сводную таблицу (табл. 14) своего расчета (графа 3). Значения удельной силы инерции заносятся в графу 4 сводной таблицы. В уравнении знак минус означает, что удельная сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению. Удельные силы инерции возвратнопоступательно движущихся масс действуют по оси цилиндра и также, как удельные силы давления газов, считаются положительными, если они направлены к оси вращения коленчатого вала, и отрицательными, если они направлены от коленчатого вала (рис. 3). Схему действия сил в кривошипно-шатунном механизме (КШМ) необходимо представить на листе № 1 (миллиметровка – графики динамического расчета) графической части. 22

Таблица 14

λ˚

∆Ρг, МПа

1 0 30 ... 360 370 390

2

690 720

cos α+ +λ cos2α

3

Рj, МПа

Р, МПа

tg β

N, МПа

4

5

6

7

1 cos β 8

S, МПа 9

cos(α + β ) cos β 10

К, МПа 11

sin(α + β ) cos β 12

Т, МПа

Мкр. ц, Н·м

13

14

3. Определить суммарную удельную силу, приведенную к центру поршневого пальца. Суммарная удельная сила подсчитывается алгебраическим сложением удельных инерционных сил (табл. 14, графа 4) с избыточным давлением газов над поршнем (графа 2), а её значения заносятся в графу 5. Построение графиков изменений сил Рj и Р∑ проводят обычно по табличным данным, а затем проверяют графическим путем. 4. Рассчитать удельные силы, действующие: а) на стенку цилиндра Ν = ΡΣ tg β, (нормальная сила); 1 ; cos β cos (α + β ) Κ = ΡΣ ; cos β

б) по шатуну S = ΡΣ Рис.4. Схема сил, действующих в КШМ

в) по кривошипу

г) по касательной к окружности, описываемой центром шатунной шейки и приложенной в точке пересечения её с осью кривошипа (тангенциальная сила) Τ = ΡΣ

sin (α + β ) . cos β

Расчет рекомендуется вести аналитическим путем, пользуясь таблицами тригонометрических функций [1, 2]. Значения тригонометрических функций и удельных сил заносятся в сводную таблицу (табл. 14, графы 6...13). По данным, полученным в результате решения этих уравнений, строятся кривые (лист № 1 графической части проекта) изменений удельных сил N, S, K, T в функции угла поворота кривошипа. Следует напомнить, что все силы в данном расчете находятся как удельные силы, т. е. отнесенные к единице площади поршня, и на графиках изображаются в одном масштабе (например, mp = 0,005 MПа ⁄ мм). Для решения обратной задачи (получения по этим графикам значений той или иной силы) достаточно вычислить их масштаб, который определяется из выражения m΄p = mpFп (здесь Fп – площадь поршня, м2), например, при Fп = 0,008 м2 m΄p = 0,05 · 0,008 = 0,000 4 МН/мм или 400 Н/мм. Определение абсолютных значений сил в данном проекте можно не производить, а ограничиться лишь определением их масштаба. 5. Найти крутящий момент от действия одного цилиндра можно по формуле Мкр.ц = Т Fп R, где Т – тангенциальная удельная сила, Па; Fп – площадь поршня, м2; R – радиус кривошипа, м. Значения Мкр. ц , Н ·м, для различных углов поворота коленчатого вала двигателя заносятся в графу 14 сводной таблицы. Однако строить график крутящего момента одного цилиндра нет необходимости, т. к. график изменений тангеци24

альной силы (силы Т) в масштабе mм = m΄p R выражает крутящий момент одного цилиндра. 6. Построить кривую суммарного крутящего момента Мкр . Для построения кривой суммарного крутящего момента многоцилиндрового двигателя производят графическое суммирование кривых крутящего момента каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угол θ˚поворота кривошипа между вспышками. Так как от всех цилиндров двигателя величина и характер изменений крутящего момента по углу поворота коленчатого вала одинаковы и отличаются лишь угловыми интервалами, равными угловым интервалам между вспышками в отдельных цилиндрах, то для определения суммарного крутящего момента двигателя на последней коренной шейке (считая от носка коленчатого вала) достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра. Для двигателя с равными интервалами между вспышками суммарный крутящий момент будет представлять собой периодически меняющуюся кривую с числом периодов, кратным числу цилиндров: для четырехтактных двигателей через θ˚= 720˚/ ί; для двухтактных двигателей через θ˚= 360˚/ ί, здесь θ˚ – угол поворота коленчатого вала между вспышками в цилиндрах; ί – число цилиндров двигателя. При графическом способе построения кривой суммарного крутящего момента Мкр график кривой крутящего момента Мкр. ц одного цилиндра разбивается на число отрезков, равное числу цилиндров двигателя, а их длина (по углу поворота кривошипа) будет равна 720˚/ ί (для четырехтактных двигателей). Затем первый отрезок остается на месте (его начало совпадает с начальной точкой координат графика), а начальные точки всех остальных совмещаются также в начале координат, после чего с выбранным шагом производится суммирование ординат этих отрезков. Результирующая кривая является одним периодом графика суммарного крутящего момента (индикаторного) двигателя по углу поворота кривошипа. Начало отсчета угла поворота коленчатого вала проводится от в. м. т. первого цилиндра двигателя. 7. Найти средний крутящий момент двигателя. Среднее значение крутящего момента Мкр. ср определяется по площади, заключенной между кривой крутящего момента и осью абсцисс с учетом масштаба момента. Значение среднего (индикаторного) крутящего момента, определенного графическим путем, следует сравнить с крутящим моментом двигателя, определенным по известным зависимостям по заданию с учетом механических потерь. Разница в величинах моментов не должна превышать 5 %. 8. Определить действительный эффективный крутящий момент двигателя. Эффективный крутящий момент двигателя Ме представляет собой средний инди-

25

каторный момент двигателя с учетом механических потерь внутри двигателя. Он определяется по зависимости Ме = Мкр. ср ηм , где ηм – механический КПД двигателя. 9. Построить полярную диаграмму давлений на шатунную шейку. Результирующую силу Rш. ш , действующую на шатунную шейку кривошипа, находят графическим сложением силы S, действующей по оси шатуна, с центробежной силой К r ш = mш. к r ω2 , действующей по радиусу кривошипа и возникающей вследствие вращения части массы шатуна, отнесенной к его нижней головке: Rш. ш =S + Кr ш; Rш. ш = S 2 + Κ 2 r . Геометрическое место точек, определяющих положение конца вектора Rш. ш , представляет собой полярную диаграмму, которая ориентирована относительно кривошипа. Коленчатый вал при этом считается неподвижным, а его действительное движение заменяется вращением цилиндра в обратную сторону. Так как сила S = K 2 + T 2 , то первоначально строят полярную диаграмму этой силы, откладывая в прямоугольных координатах с полюсом О (рис. 5, е) значения слагающих К и Т (рис. 5, в, г) для различных углов α поворота кривошипа и получая соответствующие им координаты точки конца вектора S. Полученные точки обозначают α1, α2, α3 и т. д. и последовательно в порядке нарастания углов соединяют плавной кривой, которая представляет собой полярную диаграмму силы с полюсом в точке О. Для получения полярной диаграммы результирующей силы Rш. ш достаточно в полученной полярной диаграмме полюс О переместить по вертикали на величину вектора Кr ш в точку Ош, что равносильно геометрическому сложению, представленному формулой, приведенной выше, так как сила Кr ш при ω = const постоянна и всегда направлена по радиусу кривошипа. Кривая с точками α1, α2, α3 и т. д., имеющая полюс Ош, представляет собой полярную диаграмму нагрузки на шатунную шейку. Такая диаграмма, построенная по точкам через 30° угла поворота вала для быстроходного четырехтактного карбюраторного двигателя, приведена на рис. 5, е. Проекция на вертикаль любого вектора полярной диаграммы дает значение силы Кш. ш = К + Кr ш , воздействующей на шатунную шейку и направленной по радиусу кривошипа, а проекция на горизонталь соответственно определяет величину силы Т. Полярная диаграмма, построенная в прямоугольных координатах Rш. ш и α, позволяет определить среднее значение силы (Rш. ш)ср, а следовательно, и среднее удельное давление на подшипник (средняя нагрузка), отнесенное к единице площади его диаметрального сечения:

26

κ = (Rш. ш)ср / (dш. ш l ш. ш), где dш. ш – диаметр шатунной шейки;

l ш. ш – длина опорной поверхности шатун-

ной шейки.

Рис. 5. Графики динамического расчета двигателя: а – индикаторная диаграмма; б, в, г – графики сил, действующих в КШМ; д – график крутящего момента на валу двигателя; е – полярная диаграмма давлений на шатунную шейку; ж – развернутая диаграмма давлений на шатунную шейку

Используя график полярной диаграммы (рис. 5, е), можно построить так называемую диаграмму износа шейки (рис. 6), дающую некоторое представление о характере износа, предполагая, что износ пропорционален действующим усилиям

27

на шейку и что он распространяется от каждого вектора силы симметрично по обе стороны, например, на 60˚. Для этого к окружности (рис. 6), изображающей шейку, прикладывают векторы усилий Rш. ш, переносимые с полярной диаграммы в сектор А΄ОшБ΄, образуемый предельными касательными АА и ББ к полярной диаграмме (рис. 5, е). Эти касательные, проведенные из полюса Ош , определяют на окружности шейки условные границы силового воздействия. Поочередно под углом 60˚ к наРис. 6. Диаграмма износа шатунной шейки правлению каждого усилия в обе стороны проводят внутри окружности кольцевые полосы, высота которых пропорциональна величине соответствующего усилия. Суммарная площадь этих полос в итоге представляет собой диаграмму износа. 4. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ В курсовом проекте расчет на прочность производится только для основных деталей в соответствии с заданием на курсовой проект. Прежде чем приступить к расчету деталей на прочность, необходимо: выбрать или установить материал и термообработку данной детали; выяснить, какие силы и в каких сечениях создают опасные напряжения; установить, все ли силы определены в динамическом расчете или необходимо дополнительно произвести расчеты по их определению. К расчету каждой детали должен прилагаться эскиз с указанием опасных сечений и необходимых для расчета размеров. Кроме того, в расчетах на прочность должны быть указаны допустимые напряжения и запасы прочности для оценки прочностных характеристик проектируемой детали или узла. Расчет деталей поршневой группы Напряженное состояние деталей поршневой группы обусловливается действием газовых и инерционных нагрузок, а также наличием термических и внутренних напряжений. В современной практике расчета деталей поршневой группы автотракторных двигателей не учитывают концентрацию напряжений, а также внутренние и термические напряжения, хотя в стальных и чугунных поршнях они существенно влияют на прочность. Напряжения от газовых и инерционных нагрузок в большинстве случаев определяют приближенно, т. к. трудно точно учесть характер действия нагрузок, а также их распределение по сложной форме деталей. Такой расчет является проверочным, т. к. заранее задаются конструкция элементов поршневой группы, их материал и размеры. 28

Прочностной расчет поршня проводится в следующем порядке: • в соответствии с приведенным эскизом поршня (рис. 7) необходимо выписать следующие размеры : D, δ, t, dί, dп ; • указать материал поршня; • охарактеризовать условия работы поршня (высокая температура, отсутствие смазки, резкопеременные нагрузки и т. д.); • определить: напряжение изгиба в днище поршня; напряжение сжатия в сечении Х–Х (рис. 7); величину удельного давления на поверхность тронковой части поршня для днища поршня, если рассматривать его как пластину, защемленную по окружности и равномерно нагруженную давлением газа Рz или без учета заделки, т. е. как свободно опертую круглую пластину. Так как днище имеет переменную толщину, то её величину выбирают на основании конструктивных соображений, а запас прочности по газовым нагрузкам при этом получается почти всегда гарантированно большим необходимого

σиз = Pz max (

di 2δ

)2 ,

где Pz max – максимальное давление сгорания, МН / м2, (принимается при расчете); dί – внутренний диаметр поршня; δ – толщина днища поршня. Если днище поршня не имеет усиливающих ребер жесткости, то для алюминиевых поршней σиз = 20,0...25,0 МН / м2; для чугунных поршней σиз = 40,0...45,0 МН / м2. Если днище поршня имеет ребра, то для алюминиевых поршней σиз = 50,0...150,0 МН / м2; для чугунных поршней σиз = 80,0...200,0 МН / м2. Сечение поршня Х–Х (рис. 7), как расположенное непосредственно над пальцем и обладающее по всей головке минимальной площадью, проверяют на сжатие: Ρz .max σc = , Fx− x где Fx-x – площадь расчетного сечения с учетом ослабления его отверстиями для отвода масла, если они имеются в сечении; Рzmax = Рz

π D2 – максимальная сила 4

давления газов на днище поршня. Допустимые напряжения на сжатие: для алюминиевых сплавов σс = 30,0 ...40,0 МН / м2 ; σс = 60,0 ...80,0 МН / м2 ; для чугуна для стали σс = 100,0 ...150,0 МН / м2 . 29

Рис. 7. Поршень и эпюры нагрузки пальца

Направляющая часть поршня (тронковая) по износостойкости оценивается величиной удельной нагрузки, определяемой по формуле q=

N max , D ⋅l

где Nmax – максимальная боковая сила согласно динамическому расчету (для предварительных расчетов можно принимать Nmax = (0,08...0,13)Рz); D – диаметр цилиндра двигателя; l – расчетная длина (в расчетах часто принимают l = Lю – длина юбки поршня). В существующих двигателях грузовых автомобилей удельное давление q = 0,15...0,30 МН / м2; для легковых автомобилей q = 0,30...0,6 МН / м2; при форсировании двигателей удельное давление для штампованных алюминиевых поршней иногда достигает 1,00 мн / м2. 30

Расчет поршневого пальца. Основными критериями при оценке износостойкости пальца являются удельные нагрузки пальца на втулку шатуна qш и на бобышки поршня qб : Ρz − Ρ jп Ρz − Ρ jп.г qш = ; qб = , 2 d п lб a dп где Рz – максимальная сила давления газов при сгорании; Ρ jп..г – сила инерции в в. м. т. от массы поршневой группы; a – относительная длина втулки; dп – диаметр пальца; qш – удельная нагрузка пальца на втулку шатуна; qб – удельная нагрузка пальца на бобышку; Рjп – сила инерции от массы поршня в в. м. т., ориентировочно для алюминиевых поршней карбюраторных двигателей эту силу принимают равной 0,7 Рjп.г и для дизелей 0,65 Рjп.г ; l б – рабочая длина бобышки. Материал втулки шатуна обладает более высокой износостойкостью, чем материал бобышки, а смазку втулки обеспечить легче и она более надежна, чем смазка бобышек, поэтому длину втулки выбирают обычно так, чтобы 2 l б = (1,1...1,3) a. Уменьшение величины a позволяет сократить расстояние b между торцами бобышек, благодаря чему уменьшается изгибающий момент, действующий на поршень и палец. Для существующих автомобильных двигателей qш = 20,0...40,0 НМ/м2, а qб = 15,0...35,0 МН/м2. Максимальной расчетной нагрузкой для пальца является усилие, с которым палец прижимается к бобышкам поршня: Р = Рz – Рjп . Под действием нагрузки в пальце возникают напряжения от изгиба, среза и овализации. При определении напряжений изгиба возможны затруднения в выборе схемы нагружения пальца, поэтому рекомендуется определять максимальные напряжения изгиба пальца как для балки с нагрузкой, изображенной на рис. 7. Для данной схемы нагрузки напряжения изгиба σ=

M max Ρ(l + 2b − 1,5a) = , W 1,2d 3 п (1 − α 4 )

δп . dп Максимальная срезывающая сила действует на палец в сечениях, расположенных в зазорах между торцами бобышек и втулки шатуна. Максимальное касательное напряжение для этих сечений в нейтральной плоскости балки где α =

τ=

0,85Ρ(1 + α + α 2 ) . 2 d п (1 − α 4 )

31

Максимальная овализация поршневого пальца или увеличение его диаметра в направлении, перпендикулярном к плоскости действия нагрузки, наблюдается на среднем участке пальца на длине около 0,2 l и определяется по формуле 3 0,09Ρ ⎛ 1 + α ⎞ ∆d max = ⎜ ⎟ k, lΕ ⎝ 1 − α ⎠ 3 где k – поправочный коэффициент, k = 1,5 − 15(α − 0,4) ; l – длина пальца; Е – модуль упругости материала пальца. В результате овализации поперечных сечений в пальце возникают напряжения изгиба. Для характерных точек сечения пальца 1, 2, 3 и 4 (рис. 8, б) их определяют по следующим формулам: в точке 1 σ aφ=0 =

Ρ ld п

⎡ (2 + α )(1 + α ) 1 ⎤ Ρ − η1 ; ⎢0,19 ⎥k = 2 1− α⎦ l ⋅ dп (1 − α ) ⎣

в точке 2 σ iφ = 0 = −

Ρ ld п

⎡ (1 + 2α )(1 + α ) 1 ⎤ Ρ η2 ; + ⎢0,19 ⎥k=− 2 1− α⎦ ld п (1 − α ) α ⎣

в точке 3 σ aφ=90° = −

Ρ ld п

⎡ (2 + α )(1 + α ) 0,636 ⎤ Ρ + η3 ; ⎢0,174 ⎥k =− 2 1− α ⎦ ld п (1 − α ) ⎣

в точке 4 σ iφ=90° =

Ρ ld п

⎡ (1 + 2α )(1 + α ) 0,636 ⎤ Ρ − η4 . ⎢0,174 ⎥k= 2 1 − α ld ( 1 − α ) α ⎣ ⎦ п

На рис. 8 справа приведены значения функции η и коэффициента k в зависимости от α , слева – эпюры напряжений σа и σί, возникающих вследствие овализации, откуда видно, что для всех значений α величина η2 является максимальной. Однако она определяет напряжения сжатия, которые менее опасны, чем напряжения растяжения. Необходимо отметить, что нецементированная внутренняя поверхность пальца испытывает напряжения растяжения, вызванные термохимической обработкой его наружной поверхности. В точке 2 они частично уравновешиваются напряжением от газовой нагрузки, а в точке 4 напряжения суммируются. Поэтому напряжения от овализации оцениваются главным образом по уравнению для точки 4. Приведенные эпюры напряжений построены по следующим зависимостям: для внешней поверхности f ⎤ Ρ ⎡ 6r + h σ a = r ⎢2 f2 − 1 ⎥ k ; hl ⎣ h(2r + h) r⎦

32

для внутренней поверхности Ρ ⎡ 6r − h f ⎤ f2 + 1 ⎥ k , σ i = − r ⎢2 hl ⎣ h(2r − h) r⎦ где h – толщина стенки пальца; h = (dп – δп) / 2 = dп (1 – α) / 2; r = dп / 2; f1= 0,5 сos φ + 0,3185 sin φ – 0,3185 φcos φ; f2 = f1 – 0,406; f1 и f2 – безразмерные функции, зависящие от угла φ, рад. Для пальцев автомобильных двигателей напряжения, вычисленные приведенным выше уравнениям,находятся соответственно в пределах: σ = 120,0...160,0 МН/м2; τ = 70,0...90,0 МН/м2 ; σов = 110,0...140,0 МН/м2. Максимальная овализация ∆dmax = 0,001 dп .

б

а

Рис. 8. Эпюра напряжений пальца от овализации (а) и номограмма для определения напряжений (б)

Расчет поршневого кольца. Поршневые кольца различают на компрессионные и маслосъемные. Наиболее нагруженным, а значит и изнашиваемым, является первое поршневое (со стороны камеры сгорания) кольцо. Конструкций поршневых колец достаточно много. В учебных целях в проекте следует проводить расчеты только для одного принятого в проектируемом двигателе варианта. Рекомендуется применять кольца равномерного давления на стенку цилиндра или с корректированной (грушевидной) эпюрой давления (рис. 9). Кольцо равномерного давления с сечением простейшей (прямоугольной) формы в рабочем состоянии оказывает на стенку цилиндра постоянное давление по всей рабочей поверхности. Конструктивные параметры поршневых колец – в табл. 15. Таблица 15 Кольца Компрессионные Маслосъемные

D/t 20...25 23...26

b, мм

S/t

1,5...6,5

3,2...4,0

Для отношений t / D = 1/20...1/28 напряжения изгиба можно определить по формулам прямого бруса, пренебрегая кривизной кольца. σ max =

M max 12 pbr 2 ⎛ t ⎞ ⎛D ⎞D = ⎜ 1 − ⎟ = 3 p ⎜ − 1⎟ . 2 W bt ⎝ D⎠ ⎝ t ⎠ t 33

Для автотракторных двигателей при D = 50...100 мм можно принять D / t = 22...24, а, при D = 100...200 мм – D / t = 24...28. Допустимое напряжение на изгиб кольца в рабочем состоянии для автотракторных двигателей σmax = 300...400 МН/м2. Более высокие значения действительны для колец, изготовленных из легированного чугуна. Кольцо с корректированной эпюрой давления обладает лучшей приспособляемостью к поверхности цилиндра и большим сроком службы. Лучшей формой распределения по окружности кольца в отношении срока службы является грушевидная эпюра. Рис. 9. Грушевидная эпюра радиВ этом случае давление на стенку альных давлений кольца p a = ξ pcp . цилиндра в различных точках Значения коэффициента ξ = ра ⁄ рср, определяющие эпюру давлений корректированного кольца, принимают в зависимости от угла α, отсчитываемого по окружности кольца от точки, которая расположена на стороне, противоположной замку. Значения коэффициента ξ для кольца с грушевидной эпюрой, рекомендуемой ГОСТ 621-86, приведены в табл. 16. Таблица 16 α 0 30˚

ξ 1,05 1,05

α 60˚ 90˚

ξ 1,14 0,9

α 120˚ 150˚

ξ 0,45 0,68

α 180˚

ξ 2,86

Среднее давление кольца p cp =

S0 t

0,425 E , (3 − µ) ⎛ D ⎞ 3 D ⎜ − 1⎟ ⎝ t ⎠ t

где µ – коэффициент, зависящий от формы эпюры давления и изменяющийся от 0 до 0,25. Для эпюры, построенной по приведенным выше значениям ξ, можно принять µ = 0,2. Напряжения в рабочем состоянии

34

S0 t

1,275 E (3 − µ) ⎛ D ⎞ 2 . ⎜ − 1⎟ ⎝ t ⎠ Напряжения при надевании кольца S0 1 1− 3,9 (3 − µ)π t σ ' max = Ε , 2 m ⎛D ⎞ ⎜ − 1⎟ ⎝ t ⎠ где m имеет те же значения, что и в формулах, приведенных выше. Если значение µ принять равным 0, то выражение для корректированной эпюры сведется к эпюрам некорректированых колец. σ max =

Расчет элементов шатуна на прочность Различные элементы шатуна работают в условиях знакопеременных нагрузок (напряжений), изменяющихся по величине в широких пределах. Амплитуды циклов напряжений достигают высоких значений, особенно во время работы двигателя при больших числах оборотов и с наддувом, когда максимальное давление сгорания возрастает до 15,0 МПа и более. Абсолютные величины максимальных напряжений приближаются в некоторых случаях к пределу выносливости. Расчет шатуна сводится к определению характерных напряжений, деформаций и запасов прочности в поршневой головке, стержне, кривошипной головке и в стяжных болтах (или в шпильках). Порядок расчета шатуна выполняется по следующей схеме: • в соответствии с приведенным эскизом шатуна (рис. 10) необходимо установить следующие его размеры: Lш, L1, hш , bш , aш, tш . Кроме того, необходимо выбрать массы поршневой группы и шатуна mп , mш. Остальные необходимые для расчета величины принимаются и обосновываются по литературным и справочным данным; • затем выбирается материал шатуна и в соответствии с этим рассчитывается: предел усталости при растяжении-сжатии σ-1р; предел прочности σв ; предел текучести σт ; коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии ασ ; модуль упругости Еш материала шатуна; • далее определяется запас прочности стержня шатуна. Для этого вычисляется значение суммарной силы, сжимающей стержень шатуна:

Ρc = ∆Ρг + Ρj = Fп (Ρ' z −Ρ0 ) − mj Rω2 (cosα + λcos 2 α ) , 35

где Fп = 0,25 π D2 – площадь поршня; λ =R / Lш – отношение длины радиуса кривошипа к длине шатуна; P´z – действительное (максимальное) давление газов в цилиндре (для карбюраторных двигателей P´z = 0,85 Pzmax); P0 – атмосферное давление; mj = mп + 0,275 mш – масса возвратно-поступательно движущихся элементов кривошипно-шатунного механизма; α = 370˚ – угол поворота коленчатого вала, соответствующий максимальному давлению P´z.

Рис. 10. Шатунная группа деталей автомобильного двигателя

Суммарная сила, растягивающая стержень шатуна (определяется для в. м. т., где она достигает максимального значения):

Ρp = ∆Ρг + Ρ j = pr Fп − m j Rω 2 (1 + λ) , где рr – давление остаточных газов (принимается из теплового расчета). 36

где

Максимальное напряжение от сжимающей силы σmaxX = КХ Рсж / fср , fср = hш bш (bш – aш)(hш – 2 tш) – площадь среднего сечения шатуна;

σ e L2 ш KX = 1+ 2 f cp – коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиπ Eш J X

ба шатуна в плоскости качания шатуна; σе = σв – предел упругости шатуна; Jx = 1/12[bшh3ш– (bш – aш)(hш – 2tш)3] – момент инерции сечения В-В относительно оси Х-Х, перпендикулярной к плоскости качания шатуна, м4; Еш – модуль упругости материала шатуна. Максимальное напряжение сжатия в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания: σmaxY = КY Рсж / fср , где K Y = 1 +

σ e L21 f cp – коэффициент, учитывающий влияние продольного изπ 2 Eш 4 J Y

гиба шатуна в плоскости, перпендикулярной к плоскости качания шатуна; L1 – длина стержня шатуна между поршневой и кривошипной головками; JY = 1/12 [hш b3ш – (hш – 2tш )(bш– aш)3] – момент инерции сечения В-В относительно оси Y- Y, лежащей в плоскости качания шатуна, м4. Для современных автотракторных двигателей напряжения σmaxХ и σmaxY не должны превышать: для углеродистых сталей – 160...250 МН/м2; для легированных сталей – 200...350 МН/м2 . Минимальное напряжение от действия растягивающей силы Рр в плоскости качания шатуна и в перпендикулярной плоскости σmίn = Pp / fcp . Среднее напряжение цикла: для плоскости качания шатуна σmx = 0,5 (σmахХ + σmίn); для перпендикулярной плоскости качания σmу = 0,5 (σmахУ + σmίn). Амплитуда напряжений за цикл: для плоскости качания σаx = 0,5 (σmахХ – σmίn); для перпендикулярной плоскости качания σаY = 0,5 (σmахY – σmίn). Значение σахх и σахY находятся из выражений Κσ Κ σ axx = σ ax σ и σ axy = σ ay , ε м εn εм εn 37

где Кσ = 1,2 + 1,8· 10-4 (σв – 400); εм и εn – определяются соответственно по табл. 3 и 4 из [4]. В зависимости от материала стержня шатуна находят величины σ β − ασ βσ = −1 p и σ . σΤ 1 − βσ

σ axx σ axY βσ − ασ βσ − ασ > и > , σ mY σ mx 1 − βσ 1 − βσ то запасы прочности в сечении Х-Х определяются по пределу усталости σ −1 p σ −1 p nσ x = ; nσ y = . σ axx + ασ σ mx σ axy + ασ σ my Если

βσ − ασ βσ − ασ σ axx σ axY < и < , 1 − βσ σ mx 1 − βσ σ mY то запасы прочности в сечении Х-Х определяются по пределу текучести σ −1 p σΤ = n nΤσx = ; ΤσY . σ axY + σ mY σ axx + σ mx Если

Для шатунов автотракторных двигателей значения nx и nY не должны быть ниже 1,5...2,0. Однако для стержня шатуна вновь проектируемого двигателя эти значения рекомендуется принимать не ниже 2,0...2,5 (для тракторных 2,5...3,0), чтобы в случае заедания поршня при перегревах двигателя не произошло обрыва шатуна. На основании результатов расчета необходимо дать заключение о прочности стержня шатуна. Другие элементы шатуна (поршневая и кривошипная головки, крышка и шатунные болты) по согласованию с руководителем курсового проекта можно не расчитывать. При расчете механизма газораспределения необходимо: • определить проходное сечение клапана; • построить профиль кулачка; • построить характеристику и определить размеры клапанных пружин; • рассчитать запас прочности пружины. Исходные данные для расчета деталей газораспределения (фазы газораспределения, проходные сечения, размеры и массы деталей) устанавливаются в начале расчета по эмпирическим зависимостям и удельным массам на основе критической оценки системы газораспределения прототипа. Расчет системы охлаждения При расчете системы охлаждения необходимо: 38

• рассчитать количество тепла, которое необходимо отвести от двигателя за час непрерывной работы на номинальной мощности в систему охлаждения; • определить необходимое количество циркуляция жидкости (или часового расхода воздуха); • рассчитать радиатор для номинального режима нагрузки проектируемого двигателя (по согласованию с руководителем проекта). Расчет системы смазки При расчете системы смазки необходимо определить: • часовое количество тепла, отводимого маслом; • циркуляционный расход масла; • производительность масляного насоса и размеры шестерен насоса. Список литературы 1. Автомобильные двигатели / Под ред. М. С. Ховаха. – М.: Машиностроение, 1977. – 591 с. 2. Колчин А. И., Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Высш. шк., 1980. – 400 с. 3. Автомобильные двигатели. Теория автомобильных двигателей. Питание двигателей: Программа и методические указания к изучению разделов курса для студентов специальности 150500 заочной формы обучения / Сост. В. Д. Басаргин. – Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 2002. – 35 с. 4. Автомобильные двигатели. Конструкция и расчет автомобильных двигателей: Программа и методические указания к изучению раздела курса для студентов специальности 150500 «Автомобили и автомобильное хозяйство» заочной формы обучения / Сост. В. Д. Басаргин. – Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 2002. – 16 с. Оглавление I. ЦЕЛЬ, ОБЪЕМ И СОДЕРЖАНИЕ КУРСОВОГО ПРОЕКТА . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 II. МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА . . . . . . . . .6 1. Тепловой расчет . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . .. . . . . . . .6 2. Внешняя скоростная характеристика . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . 19 3. Динамический расчет . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .21 4. Прочностной расчет деталей двигателя . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . .. . . . 39 39

АВТОМОБИЛЬНЫЕ ДВИГАТЕЛИ Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов специальности 150500 «Автомобили и автомобильное хозяйство» заочной формы обучения Владимир Данилович Басаргин

Главный редактор Л. А. Суевалова Редактор Е. Н. Ярулина Компьютерная верстка В. Д. Басаргина, Е. Н. Ермишко Лицензия на издательскую деятельность ЛР № 020526 от 23.04.97 Подписано в печать 21.03.02. Формат 60Х84 1/16. Бумага писчая. Гарнитура «Таймс». Печать офсетная. Усл. печ. л. 2,4. Уч.-изд. л. 2,0. Тираж 100 экз. Заказ . С 69. Издательство Хабаровского государственного технического университета. 680035, Хабаровск, ул. Тихоокеанская, 136. Отдел оперативной полиграфии издательства Хабаровского государственного технического университета. 680035, Хабаровск, ул. Тихоокеанская, 136. 32