Анализ вычисленных параметров

1. Коэффициент остаточных газов оценивает совершенство очистки цилиндров от отработавших газов. Для бензиновых моторов γ _r=[0, 04…0, 08]. По результатам теплового расчёта γ _r=0, 05.

2. Коэффициент наполнения характеризует качество протекания процесса впуска. По результатам теплового расчёта η _v=0, 905.

3. Давление начала сжатия находится в пределах [0, 08…0, 1] МПа. По результатам теплового расчёта р_а=0, 09 МПа.

4. Температура начала сжатия лежит в пределах [320…380] К. По результатам расчета Т_а=331, 1 К.

5. Параметры рабочего тела в конце сжатия лежат в пределах: n₁=[1, 35…1, 38]; p_c=[1, 2…2, 2] МПа; T_c=[600…900] К. По результатам теплового расчёта n₁=1, 377, Т_c =776.8 К, р_c =1, 9958 МПа;.

6. Максимальная температура цикла бензинового двигателя находится в пределах [2500…2850] К. По результатам теплового расчёта Т_z= 2817, 1 К.

7. Для двигателей с воспламенением от искры параметры процесса расширения лежат в пределах: n₁=[1, 23…1, 3]; p_z=[0, 35…0, 6] МПа; T_z=[1200 …700] К. По результатам расчёта: n₂= 1, 252; p_z=0, 4564 МПа; T_z= 1598, 2 К.

8. Среднее индикаторное давление характеризует эффективность действительного рабочего цикла p_i=[0, 6…1, 6] МПа. По результатам теплового расчёта p_i= 1, 1197 МПа, что свидетельствует о среднем уровне форсирования проектируемого двигателя.

9. Индикаторный КПД для бензиновых двигателей η _i=[0, 26…0, 35]. По результатам теплового расчёта η _i=0, 366.

10 Удельный индикаторный расход топлива характеризует экономичность действительного цикла g_i=[235…320] г/(кВт∙ ч). По результатам теплового расчёта g_i= 223, 5 г/(кВт∙ ч).

11.По результатам теплового расчёта N_i= 86, 4 кВт.

12.Среднее эффективное давление для бензиновых двигателей находится в пределах p_e=[0, 6…1, 3] МПа. По результатам расчёта p_e=0, 91 МПа.

13. По результатам теплового расчёта N_e=70, 0 кВт.

14.Удельный эффективный расход топлива по результатам теплового расчёта g_e= 275, 9 г/(кВт∙ ч).

15.Для бензиновых моторов эффективный КПД лежит в пределах η _e=[0, 26…0, 33]. По результатам теплового расчёта η _e=0, 297.

3. Динамический расчет двигателя

Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции. По этим силам рассчитывают основные детали на прочность и износ, а также определяют неравномерность крутящего момента и степень неравномерности хода двигателя. Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют силы давления газов в цилиндре, силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс, центробежные силы, давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (гравитационные силы в динамическом расчете обычно не учитывают).

Все действующие в двигателе силы воспринимаются полезным сопротивлением на коленчатом валу, силами трения и опорами двигателя.

В течение каждого рабочего цикла (720^о для четырехтактовых двигателей) силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяются для ряда отдельных положений вала через каждые 3^о. Результаты динамического расчета на режимах номинальной мощности и крутящего момента приведены в приложении 2.

3.1 Обоснование исходных данных

Динамический расчет проводится на основании результатов теплового расчета. По прототипу принимается: диаметр шатунной шейки d_шш = 54, 0 мм, длина рабочей части шатунной шейки l_шш = 34 мм, диаметр коренной шейки: d_кш = 54 мм, длина рабочей части коренной шейки l_кш = 31 мм.

3.2 Приведение масс движущихся деталей кривошипно-шатунного механизма

По характеру движения детали кривошипно-шатунного механизма можно разделить на три группы.

1. Поршневой комплект (поршень, поршневые кольца, поршневой палец, детали ограничения осевых перемещений пальца), совершающий прямолинейное возвратно-поступательное движение вдоль оси цилиндра. Условно предполагается, что масса m_п.к. поршневого комплекта сосредоточена в точке пересечения оси поршневого пальца с осью цилиндра (т.А на рис. 2.2.1.).

2. Коленчатый вал двигателя и входящие в его состав массы каждого колена (без учета противовесов), совершающие вращательное движение с постоянной угловой скоростью ω. Неуравновешенная масса колена, состоящая из массы шатунной шейки и массы двух щек, приводится к радиусу кривошипа R. При этом масса m_ш.ш. шатунной шейки, условно сосредоточенная в ее центре (т.В на рис 2.2.1.), находится от оси вращения вала на расстоянии R и поэтому не требует приведения. Массу m_щ. каждой щеки колена, центр тяжести которой лежит на расстоянии r_щ. от оси вращения вала, приводят к радиусу R кривошипа, исходя из условий равенства центробежных сил приводимой и приведенной масс:

m_щr_щ² = m_щR²,

откуда масса одной щеки, приведенной к радиусу кривошипа, будет равна:

m_щφ m_щr_щ /R.

Приведенная масса колена вала обычной конструкции (без учета противовесов) равна:

и условно считается сосредоточенной в центре шатунной шейки каждого колена вала.

Рисунок 3.1 Система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная кривошипно-шатунному механизму: а - приведенная система кривошипно-шатунного механизма; б - приведение масс кривошипа

3. Шатун, совершающий сложное плоскопараллельное движение. В случае индивидуального шатуна его масса m_ш условно заменяется двумя статически эквивалентными массами:

а) m_ш.п. – условно сосредоточенной в центре поршневой головки шатуна, совпадающем с точкой пересечения оси поршневого пальца с осью цилиндра, и совершающей прямолинейное возвратно-поступательное движение вдоль оси цилиндра совместно с поршневым комплектом;

б) m_ш.к. – условно сосредоточенной в центре подшипника кривошипной головки шатуна, совпадающем с центром сопряженной шатунной шейки, и совершающей вращательное движение вокруг оси коленчатого с постоянной угловой скоростью ω.

Эти массы используются в расчете динамики кривошипно-шатунного механизма с практически применимыми допущениями в качестве динамически эквивалентной модели реального шатуна (рис. 3.1).

Величины заменяющих масс шатуна (кг):

, ,

где L_ш – длина шатуна; L_ш.к. – расстояние от центра кривошипной головки до центра тяжести шатуна; L_ш.п. – расстояние от центра поршневой головки шатуна до центра тяжести шатуна.

Для большинства существующих конструкций автомобильных и тракторных двигателей [17]:

m_ш.п. = (0, 2…0, 3) m_ш; m_ш.к. = (0, 7…0, 8) m_ш.

Учитывая изложенное, реальный кривошипно-шатунный механизм одноблочного двигателя, включающий поршневой комплект, шатун и колено вала, может быть условно заменен динамически эквивалентной, в отношении внешнего действия сил инерции, моделью, состоящей из двух сосредоточенных масс (рис 2.):

а)массы, совершающей возвратно-поступательное движение, сосредоточенной в т.А,

m_j = m_п.к. + m_ш.п.;

б) массы, совершающей вращательное движение вокруг оси коленчатого вала с постоянной угловой скоростью ω и сосредоточенной в т.В,

m_R = m_кR + m_ш.к.

При выполнении динамического расчета двигателя значения масс поршневого комплекта и шатуна (m_п.к. и m_ш) были приняты по данным прототипа: m_п.к. = 0, 490 кг, m_ш = 0, 728 кг.

По приведенным выше эмпирическим зависимостям подсчитываются эквивалентные массы шатуна:

m_ш.п. = (0, 2…0, 3) m_ш = 0, 275^. m_ш = 0, 275^.0, 728 = 0, 2 кг;

m_ш.к. = (0, 7…0, 8) m_ш = 0, 725^. m_ш = 0, 725^.0, 728 = 0, 528 кг.

Тогда масса, совершающая возвратно-поступательное движение:

m_j = m_п.к. + m_ш.п. = 0, 490 + 0, 2 = 0, 69 кг.

Массы шатунной шейки, щек и противовесов определяются исходя из размеров кривошипа по чертежам двигателя-прототипа и плотности материала коленчатого вала и противовесов, выполненных заодно с валом. Плотность чугуна: ρ _ч = 7 г/см³. Величины масс перечисленных частей кривошипа введены как исходные данные к динамическому расчету (приложение 4).

3.3 Силы и моменты, действующие в КШМ двигателя

Силы инерции. Силы инерции, действующие в кривошипно-шатунном механизме, в соответствии с характером движения приведенных масс подразделяют на силы инерции поступательно движущихся масс P_j и центробежные силы инерции вращающихся масс K_R (рис. 3.2).

Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс действует вдоль оси цилиндра и равна

P_j = -m_j·j = -m_j·Rλ ²(cosφ + λ cos2φ), или

P_j = P_j1 + P_j2 = -(m_jRλ ²cos φ +m_jRsin² φ cos² φ),

где P_j1 – сила инерции первого порядка; период изменения этой силы равен времени одного оборота коленчатого вала; P_j2 – сила инерции второго порядка; период изменения этой силы равен времени половины оборота коленчатого вала.

В приведенных выше уравнениях знак минус показывает, что сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению. Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс действуют по оси цилиндра и как силы давления газов, являются положительными, если они направлены к оси коленчатого вала, и отрицательными, если они направлены от коленчатого вала.

Центробежная сила инерции вращающихся масс K_R = -mRω ² остоянна по величине, действует по радиусу кривошипа и направлена от оси коленчатого вала.

Центробежная сила K_R является результирующей двух сил:

- силы инерции вращающихся масс шатуна

K_Rш = -m_ш.к.Rω ²

- силы инерции вращающихся масс кривошипа

K_Rк = -m_кRω ².

Силы давления газов. Силы давления газов, действующие на площадь поршня, для упрощения динамического расчета заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приложенной к поршневому пальцу. Ее определяют для каждого момента времени (угла φ) по индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета.

Сила давления (МН) на поршень

Р_г = (р_г – р_о)F_п,

где F_п – площадь поршня, м²; р_г и р_о – давление газов в любой момент времени и атмосферное давление, МПа.