Проект системы наддува автотракторного дизеля

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

ДИПЛОМНАЯ РАБОТА по теме:

Проект системы наддува автотракторного дизеля

CОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

1.1 Перспективы развития совершенствования автотракторных двигателей

1.1.1 Улучшение топливных, энергетических и ресурсных показателей

1.1.2 Улучшение экологических показателей

1.1.3 Новые типы двигателей

1.2 Характеристика дизеля Д — 245

1.3 Обоснование системы наддува и ОНВ дизеля Д — 245

1.4 Задачи выпускной работы

2. ЭФФЕКТИВНОСТЬ СИСТЕМЫ НАДДУВА С ОНВ ДИЗЕЛЯ Д — 245

2.1 Расчет параметров рабочего цикла дизеля с низким и средним наддувом

2.2 Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

2.2.1 Индикаторные показатели рабочего цикла

2.2.2 Эффективные показатели двигателя

2.2.3 Тепловой расчет модернизированного дизеля

2.3 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

2.4 Динамический расчёт КШМ

Расчет параметров систем дизеля

2.5.1 Расчет системы смазки

2.5.2 Расчет системы охлаждения

2.5.3 Расчет элементов топливной системы дизеля

2.5.4 Расчет форсунки

2.6 Скоростные (регуляторные) характеристики дизеля

3. СИСТЕМА НАДДУВА ДИЗЕЛЯ Д — 245

3.1 Схема системы наддува

3.2 Основные режимы работы системы наддува

3.3 Обоснование конструктивных параметров устройства для отключения

3.3.1 Конструкция и расчет механизма отключения газотурбинного наддува

3.3.2 Расчет рабочего диаметра диафрагмы механизма управления

3.3.3 Расчет пружины механизма

3.3.4 Расчет рукоятки крана

3.3.5 Расчет перепускного клапана

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

ВВЕДЕНИЕ

В российском обществе наблюдается любопытная традиция в отношении к поршневым двигателям. Она состоит в том, что, несмотря на широчайшее применение поршневых двигателей в повседневной жизни общества, они неизменно оказываются в тени, как только речь заходит о двигателестроении в целом. На переднем плане неизменно оказываются ядерные установки, авиационные газотурбинные и ракетные двигатели. Когда же речь заходит об объемах сжигаемого топлива и проблемах экологии, то прежде всего вспоминают о поршневых ДВС, как главных виновниках загрязнения окружающей среды. Такая ситуация возникла не сегодня, а наводнение страны импортными моторами, и не только в составе автотранспортных средств, является одним из следствий традиционного невнимания общества, включая научно-техническую элиту, к поршневому двигателестроению. В то же время в промышленно развитых странах ситуация была и остается другой. Фирмы-изготовители ДВС в США, Европе и Японии широко используют последние достижения науки при создании новых и совершенствовании существующих моделей, результатом чего является непрерывный рост потребительских свойств последних (повышение надежности, снижение расхода топлива и токсичности). У нас же раздаются голоса о невозможности создания и организации производства отечественных двигателей, в частности автомобильных, с необходимыми потребительскими свойствами, отвечающими жестким международным нормам, прежде всего в области экологии.

Опыт мирового двигателестроения и анализ исследований, выполненных российскими учеными, указывают на то, что существует несколько способов совершенствования ДВС, в частности, с принудительным воспламенением смеси.

Для дизельных двигателей совершенствование процесса сгорания может быть достигнуто:

повышением давления впрыскивания топлива до 150… 200 МПа;

повышением степени сжатия, среднего эффективного давления (до 2,0…2,5 МПа) и максимального давления цикла до 20 МПа;

— совершенствованием систем наддува, в том числе повышением КПД турбокомпрессора.

По мнению специалистов фирмы AVL, существенного снижения выбросов NOx можно добиться путем перепуска отработавших газов в сочетании с их охлаждением. Это техническое решение позволяет сохранить на исходном уровне содержание твердых частиц.

Проблема защиты окружающей среды оказывает постоянное и все возрастающее воздействие на поршневые двигатели. Это привело к необходимости поиска компромиссных решений, направленных на выполнение требований по ограничению токсичности отработавших газов и шума при обеспечении приемлемого уровня экономических, массогабаритных и других основных показателей двигателей.

1. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

1. 1 Перспективы развития совершенствования автотракторных двигателей

1.1. 1 Улучшение топливных, энергетических и ресурсных показателей

Поршневые двигатели внутреннего сгорания, выпускаемые более ста лет и устанавливаемые на тракторах, автомобилях и самоходных сельскохозяйственных машинах, постоянно совершенствуются и достигли в настоящее время довольно высокой агрегатной и удельной (литровой и поршневой) мощности. Они характеризуются снижением расхода топлива и моторного масла, уменьшением металлоемкости и токсичности отработавших газов, повышением их надежности и улучшением эксплуатационных качеств.

Современный уровень развития автотракторных ДВС характеризуется следующими тенденциями улучшения топливных, энергетических и ресурсных показателей:

1) повышение агрегатной и удельной мощности, снижение массовых и габаритных показателей двигателей за счет форсирования, в основном по среднему эффективному давлению путем применения среднего и высокого наддува с промежуточным охлаждением наддувочного воздуха;

2) расширение области применения дизельных двигателей на автотранспорте, имеющих более низкий (примерно на 30%) удельный расход топлива, чем у карбюраторных;

3) создание унифицированных тракторных дизелей с двумя и более уровнями эксплуатационной мощности и характеристикой ДПМ (двигатель постоянной мощности);

4) повышение топливной экономичности двигателей за счет улучшения рабочего процесса на основе применения многофункциональных электронных систем управления топливоподачей и более совершенных способов смесеобразования;

5) снижение расхода топлива при эксплуатации мобильных энергетических средств за счет оптимизации температурных режимов функциональных систем двигателя;

6)снижение механических потерь, повышение экономичности и долговечности двигателей путем уменьшения номинальной частоты вращения коленчатого вала и оптимизации конструкции поршня и поршневых колец.

Литровая мощность тракторных и комбайновых дизелей без наддува достигла 13,2… 16,5 кВт/л, с наддувом — 16,9… 18,5 кВт/л, с наддувом и охлаждением надувочного воздуха — 19,1… 23,2 кВт/л. Литровая мощность автомобильных дизелей с наддувом составляет 25… 29 кВт/л, а при двухступенчатом наддуве с промежуточным охлаждением надувочного воздуха 30… 33 кВт/ч. У современных двигателей с принудительным зажиганием этот удельный показатель превышает 36 кВт/л.

Непрерывно повышающаяся цилиндровая мощность двигателей за счет форсирования, главным образом, по среднему эффективному давлению приводит к тому, что рядные двигатели при той же, что и сейчас мощности, стали короче или при равных размерах переходят в область более высоких мощностей. Причем рядные дизели с рабочим объемом цилиндра около 1 литра будут расширять область своего применения, поскольку они дешевле V-образных двигателей. Что касается предельных мощностей для рядных дизелей, по мнению специалистов фирмы «Мерседес — Бенц», они целесообразны до 220 кВт, а специалистов фирмы МАN — до 368 кВт. Для более высоких мощностей выгоднее уже V-образные дизели.

В отношении двухтактных дизелей следует отметить, что современные их конструкции имеют, по сравнению с четырехтактными, большие литровые мощности, но худшие показатели по топливной экономичности и удельной массе, что делает невыгодным их применение на данном этапе развития.

Целесообразность использования наддува воздуха в двигателях определяется способом смесеобразования и регулирования мощности. В дизеле регулирование мощности качественное, поэтому увеличение подачи воздуха в цилиндры целесообразно, но на всех нагрузочных режимах, так как при повышении плотности заряда можно получить ту же мощность при сжигании меньшего количества топлива. В бензиновых и газовых двигателях с искровым зажиганием и количественным регулированием мощности наддув необходим только для получения полной мощности.

При среднем наддуве и промежуточном охлаждении наддувочного воздуха эффективная мощность увеличивается на 40… 50%, а удельный расход топлива снижается на 5… 7%; при высоком наддуве с охлаждением надувочного воздуха мощность может быть увеличена в два раза по сравнению с базовой моделью. Для уменьшения максимальных механических и тепловых потерь в дизелях со средним и высоким наддувом снижают степень сжатия до 13… 15 и применяют охладители надувочного воздуха (ОНВ).

При наддуве двигателей с искровым зажиганием, из-за повышения плотности заряда, увеличивается скорость сгорания и повышается склонность к детонации. Для устранения детонации в бензиновых двигателях уменьшают степень сжатия, что негативно влияет на топливную экономичность. Установка турбокомпрессора после карбюратора ухудшает пусковые качества двигателя и равномерность распределения смеси по цилиндрам из-за образования топливной плёнки на стенках трубопроводов. Поэтому для низкого наддува бензиновых двигателей наиболее широко используют объёмные нагнетатели, затраты мощности на привод которых меньше, чем потери при турбонаддуве.

Одним из наиболее перспективных направлений повышения динамических качеств и топливной экономичности тракторных дизелей является повышение номинального коэффициента запаса крутящего момента до 20… 28% и применение дизелей с площадкой постоянной мощности на корректорном участке скоростной характеристики, имеющими запас крутящего момента 34… 45%. Эти двигатели устанавливаются на тракторах класса 2 и выше, а также на самоходных комбайнах.

Характерно, что применение ДПМ в последнее время рассматривается с позиций не только улучшения топливной экономичности и производительности тракторного агрегата за счёт работы двигателя на участке постоянной мощности в зоне минимального удельного расхода топлива, но и повышения заинтересованности потребителей, оценивших возможность облегчения работы из-за меньшего манипулирования переключением передач.

Ведущие зарубежные фирмы (Ford, Fiat, Case, Cummins, Fendt, John -Deere, Steyer, Deutz, Mersedes) и другие уже на протяжении более 10 лет выпускают и устанавливают на средних и мощных сельскохозяйственных тракторах дизели мощностью от 60 до 200 кВт с характеристикой ДПМ (запас крутящего момента 30… 45%). Удельный расход топлива на номинальном режиме составляет у лучших дизелей 200… 210 г/(кВтч) при минимальном расходе топлива 185… 195 г/(кВтч). С учётом того, что средняя нагрузка ДПМ и наиболее часто встречающиеся скоростные режимы его работы существенно ниже номинального, на большинстве современных дизелей стараются получить пологую характеристику протекания кривой удельного расхода топлива в диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала, соответствующей полке постоянной мощности.

В России с 2000 г. на ОАО «Алтайдизель» начат серийный выпуск максимально унифицированных рядных дизелей с характеристикой ДПМ и двумя уровнями мощности, предназначенных для гусеничных и колесных тракторов, самоходных комбайнов, дорожной и строительной техники. На основе четырехцилиндрового дизеля Д-440 созданы базовая модель Д-442 и его модификации) с номинальной мощностью 91… 115 кВт на первом уровне с запасом крутящего момента до 30% и на втором уровне с мощностью 75,5. 93,4 кВт и запасом крутящего момента 35… 50%. Переключение с одного уровня на другой производится на ходу. Удельный расход топлива у этих дизелей на номинальном режиме составляет 210… 220 г/(кВтч) при минимальном расходе топлива 200… 210 г/(кВтч). Конструктивные особенности дизеля Д- 442 и его модификаций заключаются в промежуточном охлаждении надувочного воздуха (Д-442−24, Д-442−47), наличии противодымного корректора и индивидуальных головок цилиндров. Заводом отработаны перспективные модели четырехцилиндровых (Д-4405) и шестицилиндровых (Д-461 и Д- 4605) ДПМ с номинальным удельным расходом топлива 200… 204 г/(кВтч) и мощностью соответственно до 154 и 228 кВт.

О преимуществах двухуровневых ДПМ свидетельствуют результаты исследований отечественных и зарубежных ученых. На кафедре «Тракторы и автомобили» Красноярского ГАУ авторами были проведены сравнительные испытания тракторов ДТ-175С и К-701 с двумя уровнями эксплуатационной мощности. Верхний уровень мощности соответствовал параметрам серийных двигателей с традиционной регулировкой (соответственно 125 и 200 кВт). Обоснование нижних уровней и параметров характеристик ДПМ для указанных тракторов проводилось применительно к зимним условиям эксплуатации и выполнению малоэнергоёмких сельскохозяйственных операций с учетом ограничения рабочих скоростей. По результатам расчетов и проведенных испытаний было установлено, что рациональное значение мощности на низшем уровне должно соответствовать мощности серийного двигателя на режиме максимального крутящего момента (100 и 170 кВт соответственно). Результаты тяговых и технологических испытаний методом контрольных заездов и смен показали, что перевод дизелей на нижний уровень, с обеспечением характеристики постоянной мощности в диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала от номинальной до соответствующей максимальному крутящему моменту, повышает топливную экономичность и чистую производительность тракторных агрегат ов на основных операциях в зимний период до 11 и 7% соответственно. Улучшение показателей достигается в основном за счет более экономичного режима работы ДПМ и снижения буксования движителя.

Для перспективных автомобильных дизелей ЯМЗ и КамАЗ за счет наддува и промежуточного охлаждения наддувочного воздуха, совершенствования конструкции поршней и снижения номинальной частоты вращения коленчатого вала минимальный удельный расход топлива достиг 194… 197 г/(кВтч) (ЯМЗ-236НЕ2, ЯМЗ-236БЕ2, ЯМЗ-7512. 10, ЯМЗ-238БЕ, ЯМЗ-535, ЯМЗ-536, КамАЗ-740. 11−240, КамАЗ-740. 13−260, КамАЗ-740. 14−300 и др.). Эти двигатели имеют международный сертификат соответствия Евро-1 и Евро-2, выпускаются с индивидуальными головками цилиндров, водомаслянными теплообменниками и охлаждением поршней.

В отечественном и зарубежном двигателестроении наметилась тенденция уменьшения номинальной частоты вращения коленчатого вала, что обеспечивает снижение механических потерь, удельного расхода топлива и повышение долговечности. С 2000 г. ОАО «КамАЗ» освоило серийное производство дизелей КамАЗ-740. 11−240 и КамАЗ-740. 13−260 с номинальной частотой вращения 2200 мин1, мощностью соответственно 176 и 191 кВт и удельным расходом топлива на номинальном режиме 210. 215 г/(кВт•ч).

По мнению специалистов фирм МАН, Мерседес — Бенц и Скания, применение монолитной керамики для изоляции стенок цилиндров и деталей, ограничивающих камеру сгорания, нецелесообразно, так как ведет к значительному повышению температуры газов, а следовательно, содержанию оксидов азота в отработавших газах. Но керамику нельзя полностью отвергать, поскольку она целесообразна и перспективна для уменьшения трения и износа, снижения массы деталей, а также изоляции потока отработавших газов (выпускные каналы, турбокомпрессоры). Однако это возможно лишь при условии, что соединения керамических и металлических частей будут долговечны, что достигнуто, например, в дизелях «Элко».

Использование в двигателях многофункциональных электронных систем управления количеством и характеристикой впрыскивания топлива позволяет снизить удельный расход топлива на 3… 5% и токсичность отработавших газов. В будущем по мере снижения стоимости электронных устройств и удовлетворения возрастающих требований к токсичности отработавших газов электронное регулирование найдет широкое применение. Поэтому останется рынок и для механических систем, особенно в случае двигателей малых мощностей.

Совершенствование бензиновых двигателей с впрыскиванием топлива и высокими энергетическими показателями идет в направлении создания систем впрыска с регулируемой интенсивностью турбулизации заряда; внедрения регулируемого наддува, послойного распределения смеси и фазированного впрыскивания, путем разработки адаптивных систем управления топливоподачей, зажиганием и антитоксичными устройствами, а также новых процессов с использованием систем пневмораспыливания топлива, позволяющих сжигать обедненные смеси

Существенное снижение расхода топлива при эксплуатации тракторов и автомобилей достигается за счет обеспечения оптимального температурного режима функциональных систем двигателя (охлаждения, смазки, питания топливом и воздухом). В этой области перспективным остается направление, связанное с автоматическим регулированием теплового режима двигателя (автоматическое отключение вентилятора, ОНВ и прочее).

Снижение механических потерь и повышение топливной экономичности реализуется также за счет перспективных решений (установка вкладыша в средней части гильзы, ограничивающего теплопередачу; поршни нетрадиционной формы с тороидальной камерой сгорания и нирезистовой вставкой для верхнего поршневого кольца; охлаждение поршней маслом и др.).

В повышении надежности двигателей важное значение придается уменьшению неизбежного в производстве разброса параметров, применению методов и средств диагностики, повышению износостойкости и упрочнению несущих деталей, улучшению качества ГСМ и показателей фильтрующих элементов.

1.1. 2 Улучшение экологических показателей

Токсичные элементы отработавших газов являются одним из основных источников загрязнения атмосферного воздуха в крупных городах. Количественный и качественный состав отработавших газов зависит от типа двигателя, его конструктивных параметров и совершенства рабочего процесса, технического состояния, установочных регулировок, режимов и условий работы.

У дизелей на долю сажи как адсорбенита токсичных веществ в режиме внешней скоростной характеристики приходится 78… 85% от суммарной токсичности. Однокамерные дизели обладают лучшими показателями топливной экономичности, но имеют существенно (в 2… 10 раз) больший удельный выброс углеводородов, оксида углерода и окислов азота. При интенсификации процесса сгорания возрастает NOX в отработавших газах, но улучшается топливная экономичность.

В двигателях с искровым зажиганием образованию токсичных компонентов способствует низкое качество смесеобразования, неравномерное распределение смеси по цилиндрам, попадание моторного масла в камеру сгорания. При их работе на богатой смеси на долю СО приходится до 95%, а на бедной смеси на долю NOX — до 90% от общей токсичности отработавших газов.

Достигнутое на опытных экземплярах перспективных моделей дизелей снижение удельного расхода топлива практически не удаётся реализовать на серийных двигателях из-за необходимости удовлетворения ужесточённых требований по ограничению токсичности отработавших газов и прежде по оксидам азота. Выбросы вредных веществ с отработавшими газами для автотракторных дизелей не должны превышать норм, установленных требованиями правил ЕЭК ООН, приведённых в табл. 1.1.

Таблица 1.1 — Нормы выброса вредных веществ дизельными двигателями

Параметры

Нормы и срок введения

Евро-1 01. 07. 92

Евро-2 01. 10. 95

Евро-3 01. 10. 98

Удельный выброс, г/(кВтч)

Окислов азота

8

7

5,4

Окиси углерода

4,5

4,0

4,0

Углеводородов

1,1

1,1

1,1

Твёрдых частиц

0,36

0,15

0. 08

По мнению специалистов ведущих зарубежных фирм, нормативные требования Евро-1 выполняются с использованием обычной топливной сие. темы с механическим регулятором, требования Евро-3 можно обеспечим. только применением электронного регулирования, а Евро-2 — комбинацией обоих вариантов. До 30% их расходов на исследования затрачивается на экологичность машин. Совершенствуя дизели, они стремятся максимально снизить токсичность отработавших газов (при минимальных материальных затратах и расходах топлива). Недалеко момент, когда совершенствование самих двигателей уже не сможет решить проблему. В этой связи наиболее радикальным способом уменьшения токсичности отработавших газов является многофакторное решение по их нейтрализации за счёт применении термических или католитических нейтрализаторов окислительного типа (катализаторы) и сажевых фильтров, а также ужесточение требований к качеству топлива, прежде всего к содержанию в нём серы.

В каталитических нейтрализаторах отработавшие газы проводят через слой катализатора, ускоряющего протекание окислительных или восстановительных реакций. В качестве нейтрализаторов используют палладий, платину, окислы меди, никеля и др.

Термические нейтрализаторы обеспечивают высокотемпературное окисление СО и СН и низкотемпературное NO в NO2. Они выполняются в виде теплоизолированных камер, которые встраиваются в выпускную систему дизеля

Сажевые фильтры — наиболее действенное средство против мельчайших углеродистых частиц в отработавших газах, но они имеют такие существенные недостатки, как повышение противодавления на выпуске и сложность их регенерации (с использованием дополнительного топлива), что увеличивает суммарный расход топлива. Они менее надёжны и требуют больших затрат на изготовление и обслуживание, чем катализаторы. Поэтому область их применения ограничивается в основном внутригородским транспортом.

Повышение требований к экономическим показателям сопровождается тенденцией отхода от дизелей воздушного охлаждения, поскольку для них обходится дороже обеспечение растущих требований по ограничению выброса вредных веществ с отработавшими газами и шума двигателя по сравнению с дизелями жидкостного охлаждения.

Целесообразность впрыскивания топлива под высоким давлением определяют существующие и перспективные ограничения токсичности отработавших газов. Повышение давления топлива позволяет сократить продолжительность впрыскивания топлива и приблизить его начало к ВМТ. С этой позиции рядный топливный насос исчерпывает свой потенциал, и на перспективных двигателях широкое применение будут находить системы впрыскивания с отдельными насосными секциями и насос форсунками.

Повышенное содержание вредных выбросов в отработавших газах и дымление автотракторных дизелей могут быть также обусловлены ухудшением качества распыливания топлива, нарушением характеристик топливоподачи, переобогащением топливовоздушной смеси из-за засорения воздухоочистителя и ухудшения параметров наддува, износом цилиндропоршневой группы и повышенным расходом моторного масла. Поэтому важным условием снижения дымности и токсичности отработавших газов является своевременное и качественное техническое обслуживание двигателей.

Улучшение процесса смесеобразования и снижение токсичности отработавших газов в двигателях с принудительным зажиганием обеспечивают подогрев на впуске топливовоздушной смеси, двухсекционные системы впуска и впрыскивание топлива. Существенное снижение токсичности дает автоматическая оптимизация состава смеси и угла опережения зажигания при изменении нагрузочно-скоростных режимов работы. Повышение топливной экономичности двигателя за счет увеличения степени сжатия сопровождается возрастанием максимальной температуры цикла, что вызывает повышение в отработавших газах концентрации NOX и СН. Поэтому в двигателях с принудительным зажиганием для снижения токсичных выбросов, как и в дизелях, применяют рециркуляцию отработавших газов при их частичной подаче во впускной трубопровод и нейтрализацию в термических нейтрализаторах, которые более эффективны с учетом относительно большего содержания СО и СН в отработавших газах по сравнению с дизелями.

1.1. 3 Новые типы двигателей

Турбокомпаудные дизели. Дизель с дополнительной силовой турбиной, которая преобразует часть тепловой энергии, содержащейся в отработавших газах, в механическую энергию, передаваемую через редуктор коленчатому валу. По мнению ведущих зарубежных фирм, этот двигатель является перспективным, так как представляет один из немногих путей повышения КПД при одновременном сохранении или даже снижении выбросов оксидов азота и сажи. На режиме номинальной мощности силовая турбина позволяет получить дополнительно до 10% мощности и на столько же снизить удельный расход топлива. На неустановившихся режимах и частичных нагрузках эти преимущества уменьшаются. Поэтому чаще всего силовая турбина рассматривается как последняя возможность повысить удельные показатели дизеля без увеличения нагрузки на кривошипношатунный механизм.

Аксиальные двигатели. В аксиальных двигателях реализована идея регулирования рабочего объема и мощности двигателя за счет изменения хода поршней в зависимости от нагрузки. В сочетании с аксиальной компоновкой двигателя это позволяет уменьшить эксплуатационный расход топлива на 35… 40%, удельную массу двигателя на 30… 40% и выброс токсичных веществ на 40… 45%. Двигатели имеют оригинальные синхронизирующий и газораспределительный механизмы, подшипниковые узлы.

Траверсно-балансирные дизели. Это одно из новых направлений в конструировании двигателей, основанное на создании силового механизма, обеспечивающего изменение закона движения поршней. При этом традиционные методы воздействия на рабочий процесс дополняются обеспечением оптимальных для разных видов топлива и режимов работы законов движения поршня в зоне ВМТ с регулированием степени сжатия и рабочего объема. Удельная мощность достигает 30… 35 кВт/л.

Роторно-поршневые двигатели. Современные роторно-поршневые двигатели по сравнению с поршневым имеют в 2 3 раза больше литровую и габаритную мощности. Для них характерны отсутствие газораспределительного механизма, компактность, пониженные требования к октановому числу топлива, меньше на 35… 40% количество деталей. Основными недостатками являются низкий коэффициент запаса крутящего момента, сложность обеспечения уплотнений между рабочими элементами, ограничение, из-за интенсивного износа, до 30 м/с окружной скорости ротора, сложность в реализации оптимальной формы камеры сгорания. Современные РПД имеют одинаковые с карбюраторными двигателями показатели топливной экономичности и токсичности. Наиболее перспективными являются РПД Ванкеля.

В настоящее время производятся также двухступенчатые роторнопоршневые дизели, которые имеют более низкие удельный расход топлива и показатели токсичности.

Двигатели с внешним подводом теплоты (Стерлинга). Двигатели Стирлинга в последние годы достигли высокой степени совершенства благодаря возможности сжигания низкосортных топлив, малой токсичности, низкому уровню шума и вибраций, повышенной удельной мощности, высоким динамическим качествам и значениям эффективного КПД (). Основными недостатками являются их сложность, сравнительно большая металлоемкость и высокая стоимость изготовления.

1. 2 Характеристика дизеля Д — 245

Тип двигателя — дизельный, 4-х тактный, жидкостного охлаждения. Способ смесеобразования — непосредственный впрыск топлива.

Дизели расчитаны на эксплуатацию при температуре окружающего воздуха от плюс 40 до минус 45С.

Рис. 1.1 — Габаритные размеры дизеля Д — 245

Таблица 1.2 — Техническая характеристика двигателя Д — 245

Тип

Четырехтактный дизель, с турбонаддувом

Способ смесеобразования

Непосредственный впрыск топлива

Число цилиндров

4

Порядок работы цилиндров

1−3-4−2

Диаметр цилиндра

мм

110

Ход поршня

мм

125

Рабочий объем цилиндров

л

4,75

Допустимый продольный и поперечный наклон работающего дизеля, не более

град.

20

Мощность по ГОСТ 18 509–88

-номинальная

кВт

77

-эксплуатационная

кВт

74

Допуск на номинальную и эксплуатационную мощность

кВт

+4,0

Номинальная частота вращения

об/мин

2200

Максимальная частота вращения холостого хода, ограничиваемая регулятором, не более

об/мин

2380

Минимальная устойчивая частота вращения холостого хода, не более

об/мин

700

Степень сжатия (расчетная)

15,1

Направление вращения коленчатого вала дизеля по ГОСТ 22 836–77

Правое (по часовой стрелке)

Максимальный крутящий момент (расчетный по ГОСТ 18 509–88 с учетом номинального коэффициента запаса крутящего момента)

Н*м

384

Частота вращения при максимальном значении крутящего момента, не менее

об/мин

1400

Удельный расход топлива на режиме номинальной мощности

г/кВт*ч

220

Удельный расход топлива на режиме эксплуатационной мощности

г/кВт*ч

229

Общий расход масла с учетом замены за весь гарантийный срок работы, не более

% к расходу топлива

1,3

Давление масла в главной магистрали системы смазки дизеля при температуре 85−95 С

-при номинальной частоте вращения

МПа

0,25−0,35

-при минимальной частоте вращения холостого хода, не менее

МПа

0,08

Масса дизеля сухого с вентилятором, генератором, воздухоочистителем, без муфты сцепления

кг

450

Турбокомпрессор

ТКР6

Пусковое устройство

-стартер

24. 3708илиСТ-142М

1. 3 Обоснование системы наддува и ОНВ дизеля Д — 245

Эффективным средством повышения мощности и гибкости работы дизеля является турбонаддув. Он позволяет подать в цилиндры дополнительное количество воздуха и соответственно увеличить подачу топлива на рабочем цикле, в результате чего увеличивается мощность двигателя. Давление выхлопных газов дизеля в 1,5−2 раза выше, чем у бензинового мотора, что позволяет турбокомпрессору обеспечить эффективный наддув с самых низких оборотов, избежав свойственного бензиновым турбомоторам провала — «турбоямы». Отсутствие дроссельной заслонки в дизеле позволяет обеспечить эффективное наполнение цилиндров на всех оборотах без применения сложной схемы управления турбокомпрессором. На многих автомобилях устанавливается промежуточный охладитель наддуваемого воздуха — интеркулер, позволяющий поднять массовое наполнение цилиндров и на 15−20% увеличить мощность. Наддув позволяет добиться одинаковой мощности с атмосферным мотором при меньшем рабочем объеме, а значит, снизить массу двигателя. Турбонаддув, помимо всего прочего, служит для автомобиля средством повышения «высотности» двигателя — в высокогорных районах, где атмосферному дизелю не хватает воздуха, наддув оптимизирует сгорание и позволяет уменьшить жесткость работы и потерю мощности. В то же время турбодизель имеет и некоторые недостатки, связанные в основном с надежностью работы турбокомпрессора. Так, ресурс турбокомпрессора существенно меньше ресурса двигателя. Турбокомпрессор предъявляет жесткие требования к качеству моторного масла. Неисправный агрегат может полностью вывести из строя сам двигатель. Кроме того, собственный ресурс турбодизеля несколько ниже такого же атмосферного дизеля из-за большой степени форсирования. Такие двигатели имеют повышенную температуру газов в камере сгорания, и чтобы добиться надежной работы поршня, его приходится охлаждать маслом, подаваемым снизу через специальные форсунки. Прогресс дизельных двигателей сегодня преследует две основные цели: увеличение мощности и уменьшение токсичности. Поэтому все современные легковые дизели имеют турбонаддув.

Для решения основных недостатков форсированных дизелей решались следующие задачи: увеличения ресурса турбокомпрессора и дизеля путем отключения наддува на холостом ходу и частичных нагрузках.

Задачи выпускной работы

Определить показатели рабочего цикла дизеля Д — 245 при низком и среднем наддуве.

Дать оценку динамической нагруженности КШМ дизеля Д — 245 при среднем наддуве.

Обосновать основные параметры систем двигателя и его регуляторной характеристики.

Обосновать рациональную схему системы наддува дизеля Д — 245 и ее конструктивные параметры.

2. ЭФФЕКТИВНОСТЬ СИСТЕМЫ НАДДУВА С ОНВ ДИЗЕЛЯ Д — 245

2. 1 Расчет параметров рабочего цикла дизеля с низким и средним наддувом

Таблица 2.1 — Исходные значения базового дизеля

Обозн.

Наименование параметра

Ед.

изм.

Велична

Тип двигателя

Дизель 1

?Ра

Потери давления на впуске

МПа

0,005

л1

Коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндра

1,04

л2

Коэффициент, учитывающий очистку камеры сгорания при продувке

0,5

ш1

Коэффициент, учитывающий разницу теплоемкости смеси и остаточных газов

1,15

Подогрев заряда от поверхности цилиндра и камеры сгорания

К

5

Рr

Давление остаточных газов

МПа

0,135

Тr

Температура остаточных газов

К

780

Сn

Скорость поршня при максимальной мощности

м/с

9,17

б

Коэффициент избытка воздуха

1,6

лр

Степень повышения давления

1,6

еz

Коэффициент полезного тепловыделения

0,85

n2

Показатель политропы расширения

1,25

е

Степень сжатия

15,1

Рк

Давление воздуха после нагнетания

МПа

0,15

Таблица 2.2 — Расчетные показатели

Обозна

чения

Наименование параметра

Ед.

изм.

Вели

Чина

dтр

Относительная погрешность

0,708

Ра

Давление в начале хода сжатия

МПа

0,145

Та

Температура в начале хода сжатия

К

356,8

Рс

Давление в конце хода сжатия

МПа

6,034

Тс

Температура в конце хода сжатия

К

983,2

Рz

Давление в конце сгорания

МПа

9,654

Тz

Температура в конце сгорания

К

2211

Рв

Давление в конце расширения

МПа

0,524

Тв

Температура в конце расширения

К

785,6

Рi расч

Расчет. среднее индик. давление цикла

МПа

1,37

Мо

Теоретическое количество воздуха

кмоль/кг

0,5

m

Коэффициент молекулярного изменения

1,044

М2

Количество газов

кмоль/кг

0,831

Cv2

Средняя теплоемкость продуктов сгорания

кДж/(кмоль•К)

26,07

Cvс

Средняя теплоемкость воздуха при сжатии

кДж/(кмоль•К)

21,87

2. 2 Определение индикаторных и эффективных показателей двигателя

2.2. 1 Индикаторные показатели рабочего цикла

Индикаторный КПД

Характеризует степень использования в действительном цикле теплоты от сгорания топлива и определяется для двигателей, работающих на жидком топливе, по формуле

(2. 1)

где б — коэффициент избытка воздуха;

Мо — теоретически необходимое количество воздуха, кмоль/кг;

Рi — действительное среднее индикаторное давление, МПа;

То — температура окружающей среды, К;

Qн — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

зv — коэффициент наполнения;

Ро — давление окружающей среды, МПа.

Коэффициент наполнения

(2. 2)

где о — степень сжатия;

л1 — коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндра;

Ра — давление в начале хода сжатия, МПа;

Ро — давление окружающей среды, МПа;

ш — коэффициент, учитывающий разницу теплоёмкостей;

л2 — коэффициент, учитывающий очистку камеры сгорания;

Рr — давление остаточных газов, МПа;

То — температура окружающей среды, К;

?T — подогрев заряда от поверхности цилиндра и камеры сгорания, К.

(2. 3)

Удельный индикаторный расход топлива

(2. 4)

где Qн — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

зi — индикаторный КПД.

г/(кВт•ч).

2.2. 2 Эффективные показатели двигателя

Среднее эффективное давление

(2. 5)

где Рi — среднее индикаторное давление, МПа;

Рм — механические потери части индикаторного давления в двигателе, которые расходуются на трение, привод вспомогательных агрегатов и газообмен, МПа.

(2. 6)

где Сn — скорость поршня, м/с.

МПа,

Механический КПД двигателя

(2. 7)

где Ре — среднее эффективное давление, МПа;

Рi — среднее индикаторное давление, МПа.

Эффективный КПД двигателя

(2. 8)

где зi — индикаторный КПД;

зм — механический КПД.

Удельный эффективный расход топлива

(2. 9)

где Qн — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

зе — эффективный КПД.

г/(кВт•ч).

Также при расчете использовался ЭВМ (Excel).

Результаты расчета заносим в таблицу.

Таблица 2.3 — Результаты теплового расчета

Показатель

Обозн.

Единица измерения

Значение

Давление в конце впуска

Ра

МПа

0,1450

Температура воздуха на входе в цилиндр

Т0

К

344,4

Температура в конце впуска

Та

К

356,8

Давление в конце сжатия

Рс

МПа

6,034

Температура в конце сжатия

Тс

К

983,2

Теоретическое количество воздуха

Мо

кМоль/кг

0,497

Действительное количество воздуха

М

кМоль/кг

0,795

Количество газов в конце сжатия

Мс

кМоль/кг

0,86

Количество продуктов сгорания

Мr

кМоль/кг

0,831

Количество газов в конце сгорания

Мz

кМоль/кг

0,842

Давление в конце сгорания

Рz

МПа

9,654

Температура в конце сгорания

Тz

К

2211,0

Степень предварительного расширения

1,5

Степень последующего расширения

10,3

Температура в конце выпуска

Тb

К

1234,6

Давление в конце выпуска

Рb

МПа

0,524

Температура остаточных газов

Тr

К

785,6

Расчетное среднее индикаторное давление

Рi рас

МПа

1,366

Действительное среднее индикаторное давление

Рi

МПа

1,307

Индикаторный КПД

0,455

Удельный индикаторный расход топлива

gi

г/кВт•ч

186,0

Потери давление на трение

Рм

МПа

0,215

Среднее эффективное давление

Ре

МПа

1,092

Механический КПД

0,836

Эффективный КПД

0,380

Удельные эффективный расход топлива

ge

г/кВт•ч

222,62

2.2. 3 Тепловой расчет модернизированного дизеля

Таблица 2.4 — Данные для теплового расчета модернизированного дизеля

Обозна

чения

Наименование параметра

Ед.

изм.

Вели

чина

Тип двигателя

Дизель 1

?Ра

Потери давления на впуске

МПа

0,005

?Рох

Потери давления в охладители

МПа

0,003

л1

Коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндра

1,04

л2

Коэффициент, учитывающий очистку камеры сгорания при продувке

0,5

ш1

Коэффициент, учитывающий разницу теплоемкости смеси и остаточных газов

1,15

Подогрев заряда от поверхности цилиндра и камеры сгорания

К

5

Рr

Давление остаточных газов

МПа

0,17

Тr

Температура остаточных газов

К

750

Сn

Скорость поршня при максимальной мощности

м/с

9,17

б

Коэффициент избытка воздуха

1,6

лр

Степень повышения давления

1,6

еz

Коэффициент полезного тепловыделения

0,85

n2

Показатель политропы расширения

1,24

е

Степень сжатия

15,1

Рк

Давление воздуха после нагнетания

МПа

0,20

Таблица 2.5 — Расчетные показатели

Обозначения

Наименование параметра

Ед. изм.

Величина

dтр

Относительная погрешность

3,1

Ра

Давление в начале хода сжатия

МПа

0,1920

Та

Температура в начале хода сжатия

К

347,1

Рс

Давление в конце хода сжатия

МПа

7,989

Тс

Температура в конце хода сжатия

К

956,5

Рz

Давление в конце сгорания

МПа

12,783

Тz

Температура в конце сгорания

К

2187,7

Рв

Давление в конце расширения

МПа

0,725

Тв

Температура в конце расширения

К

774,1

Рi расч

Расчет. среднее индик. давление цикла

МПа

1,88

Мо

Теоретическое количество воздуха

кмоль/кг

0,5

m

Коэффициент молекулярного изменения

1,044

М2

Количество газов

кмоль/кг

0,831

Cv2

Средняя теплоемкость продуктов сгорания

кДж/(кмоль•К)

26,01

Cvс

Средняя теплоемкость воздуха при сжатии

кДж/(кмоль•К)

21,82

Индикаторный КПД

Характеризует степень использования в действительном цикле теплоты от сгорания топлива и определяется для двигателей, работающих на жидком топливе, по формуле

(2. 10)

где б — коэффициент избытка воздуха;

Мо — теоретически необходимое количество воздуха, кмоль/кг;

Рi — действительное среднее индикаторное давление, МПа;

То — температура окружающей среды, К;

Qн — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

зv — коэффициент наполнения;

Ро — давление окружающей среды, МПа.

Коэффициент наполнения

(2. 11)

где о — степень сжатия;

л1 — коэффициент, учитывающий дозарядку цилиндра;

Ра — давление в начале хода сжатия, МПа;

Ро — давление окружающей среды, МПа;

ш — коэффициент, учитывающий разницу теплоёмкостей;

л2 — коэффициент, учитывающий очистку камеры сгорания;

Рr — давление остаточных газов, МПа;

То — температура окружающей среды, К;

?T — подогрев заряда от поверхности цилиндра и камеры сгорания, К.

Удельный индикаторный расход топлива

(2. 12)

где Qн — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

зi — индикаторный КПД.

г/(кВт•ч).

Среднее эффективное давление

(2. 13)

где Рi — среднее индикаторное давление, МПа;

Рм — механические потери части индикаторного давления в двигателе, которые расходуются на трение, привод вспомогательных агрегатов и газообмен, МПа.

(2. 14)

где Сn — скорость поршня, м/с.

Механический КПД двигателя

(2. 15)

где Ре — среднее эффективное давление, МПа;

Рi — среднее индикаторное давление, МПа.

Эффективный КПД двигателя

(2. 16)

где зi — индикаторный КПД;

зм — механический КПД.

Удельный эффективный расход топлива

(2. 17)

где Qн — низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

зе — эффективный КПД.

г/(кВт•ч).

Также при расчете использовался ЭВМ (Excel).

Результаты расчета заносим в таблицу.

Таблица 2.6 — Результаты теплового расчета

Показатель

Обозн.

Единица

измерения

Значение

Давление в конце впуска

Ра

МПа

0,1920

Температура воздуха на входе в цилиндр

Т0

К

335,3

Температура в конце впуска

Та

К

347,1

Давление в конце сжатия

Рс

МПа

7,989

Температура в конце сжатия

Тс

К

956,5

Теоретическое количество воздуха

Мо

кМоль/кг

0,497

Действительное количество воздуха

М

кМоль/кг

0,795

Количество газов в конце сжатия

Мс

кМоль/кг

0,806

Количество продуктов сгорания

Мr

кМоль/кг

0,831

Количество газов в конце сгорания

Мz

кМоль/кг

0,841

Давление в конце сгорания

Рz

МПа

12,783

Температура в конце сгорания

Тz

К

2187,7

Степень предварительного расширения

1,5

Степень последующего расширения

10,3

Температура в конце выпуска

Тb

К

1255,5

Давление в конце выпуска

Рb

МПа

0,725

Температура остаточных газов

Тr

К

774,1

Расчетное среднее индикаторное давление

Рi рас

МПа

1,884

Действительное среднее индикаторное давление

Рi

МПа

1,811

Индикаторный КПД

0,463

Удельный индикаторный расход топлива

gi

г/кВт•ч

182,8

Потери давление на трение

Рм

МПа

0,215

Среднее эффективное давление

Ре

МПа

1,596

Механический КПД

0,881

Эффективный КПД

0,408

Удельные эффективный расход топлива

ge

г/кВт•ч

207,44

Результаты теплового расчета базового дизеля и модернизированного заносим в сводную таблицу.

Таблица 2.7 — Результаты расчета базового и модернизированного дизеля

Параметр

Обозн.

Единица

измерения

Тип двигателя

Базовый

без ОНВ

Дизель с ОНВ

Давление воздуха после нагнетателя

Рк

МПа

0,15

0,2

Коэффициент избытка воздуха

1,6

1,6

Давление газов

Рr

МПа

1,092

1,596

Ра

МПа

0,145

0,192

Рс

МПА

6,034

7,989

Рz

МПа

9,654

12,783

Pb

МПа

0,524

0,725

Среднее давление цикла

Pi

МПа

1,307

1,811

Piрасч

МПа

1,366

1,884

Эффективная мощность

кВт

75

138

Удельный расход топлива

ge

г/кВт ч

222,62

207,44

gi

г/кВтч

186

182,8

Коэффициент полезного действия

0,455

0,463

0,836

0,881

0,380

0,408

Результаты теплового расчета (табл.2. 7) показали, что применение среднего наддува (Рк = 0,20 МПа) с охлаждением наддувочного воздуха увеличит среднее индикаторное давление на 38%. При этом индикаторный и механический КПД повышаются в среднем на 2%. Это приводит к увеличению эффективного КПД с 0,380 до 0,408. Эффективная мощность двигателя увеличится при этом с 75 до 138 кВт. Таким образом модернизированный дизель Д — 245 является наиболее приемлемым и экономичным.

Данное усовершенствование обосновано и в дальнейшем будем производить расчет только модернизированного двигателя.

2. 3 Кинематика кривошипно-шатунного механизма

Основная задача кинематического расчёта состоит в определении закона движения поршня и шатуна. При этом принимается, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью со = const. Это позволяет рассматривать все кинематические величины (путь Sn, скорость Vn и ускорение jn поршня) как функции угла поворота коленчатого вала а.

Кривошипно-шатунный механизм (КШМ) может быть центральным, когда ось цилиндра пересекает ось коленчатого вала (наиболее распространенный в автотракторных двигателях), или смещённым (дезаксиальным), когда ось цилиндра (поршневого пальца) смещена от оси коленчатого вала не более, чем на 10% хода поршня для снижения нормальных давлений, воспринимаемых поршнем и гильзой.

Ниже приводится кинематический расчет центрального и дезаксиального КШМ рядного двигателя. Аналогично выполняется расчет кинематики двигателей с V -образным расположением цилиндров, в которых применяют одинаковые шатуны, устанавливаемые па шатунную шейку рядом.

Перемещение поршня

При практических расчётах перемещение поршня Sa, м, центрального КШМ от ВМТ в зависимости от угла поворота кривошипа определяют по формуле:

(2. 18)

Скорость поршня

Скорость поршня, м/с, является переменной величиной при = const. В центральном КШМ скорость поршня определяют по формуле, которую получают дифференцированием выражения по времени:

(2. 19)

Ускорение поршня

Ускорение поршня jn, м/с2, в центральном КШМ:

(2. 20)

Пользуясь приведёнными выше формулами, определяют аналитическим путём значения перемещения, скорости и ускорения поршня в интервале = 0−360 град через каждые 20−30 град, которые заносят в таблицу 2.8. По данным расчётов строят кривые Sx, Vn, jn = f (a), по которым находят максимальные и минимальные значения скорости и ускорения поршня.

Таблица 2.8 — Кинематические параметры кривошипно-шатунного механизма

, град

Sx, м

Vn, м/с

jn, м/с2

0

0

0

4391,766

20

0,1 137

6,483 719

4896,646

40

0,13 378

12,20 465

4056,678

60

0,0326

16,42 027

2662,724

80

0,56 943

18,68 837

905,3263

100

0,82 024

18,68 837

-905,326

120

0,106 367

16,42 027

-2662,72

140

0,12 559

12,20 465

-4056,68

160

0,13 813

6,483 719

-4962

180

0,143 251

0

-5325,45

200

0,13 813

-6,48 372

-4962

220

0,12 559

-12,2046

-4056,68

240

0,106 367

-16,4203

-2662,72

260

0,82 024

-18,6884

-905,326

280

0,56 943

-18,6884

905,3263

300

0,0326

-16,4203

2662,724

320

0,13 378

-12,2046

4056,678

340

0,837

-6,48 372

4962,004

360

-0,428

0

5325,449

Рис. 2.1 — Графики перемещения Sп, скорости Vп, ускорения jп поршня

2. 4 Динамический расчёт КШМ

Динамический расчёт КШМ заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и сил инерции, обосновании конструкционных форм и размеров базовых деталей и маховика КШМ.

В течение полного рабочего цикла (720 град для 4-х и 360 град для 2-тактного двигателей) силы, действующие в КШМ, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины рассчитывают через каждые 20−30 град. Результаты динамического расчёта сводятся в таблицу.

1 Силы, действующие на поршневой палец.

На поршневой палец действует сила давления газов Рт на поршень и сила инерции Р, — возвратно-поступательно движущихся масс КШМ.

Определение силы давления газов

Сила давления газов определяется по формуле:

(2. 21)

где — текущее значение давления газов по индикаторной диаграмме, МПа;

— диаметр цилиндра, см2.

Для последующих расчетов необходимо построить график изменения силы давления газов в функции угла поворота коленчатого вала.

Для этого необходимо индикаторную диаграмму, построенную в координатах, перестроить в координатах. В этой диаграмме изменение давления газов в цилиндре в течении рабочего цикла является функцией угла поворота кривошипа. Такую диаграмму называют развернутой диаграммой. На этой диаграмме показано избыточное давление на поршень:

(2. 22)

Индикаторную диаграмму перестраивают в развернутую по методу Брикса: ниже индикаторной диаграммы на диаметре, соответствующем ходу поршня, строится полуокружность радиусом, равным половине отрезка. Вправо по горизонтали откладывается отрезок, поправка Брикса, равный, где — радиус кривошипа; - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Принимаем.

Из этого нового центра проводим лучи через каждые 20? до пересечения с полуокружностью. Точки пересечения этих лучей с полуокружностью проектируются на кривые политроп сжатия и расширения индикаторной диаграммы. Полученные точки пересечения сносим по горизонтали вправо на вертикальные линии соответствующих углов развернутой диаграммы. Проведя через найденные точки кривую, получим развернутую индикаторную диаграмму за рабочий цикл.

Сила давления газов на поршень подсчитывается по формуле, и величины этой силы для каждого угла поворота коленчатого вала записываются в таблицу.

Для определения газовых сил по развернутой диаграмме давлений необходимо пересчитать масштаб:

(2. 23)

где — площадь поршня,.

(2. 24)

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс КШМа.

Действующая на поршень сила инерции масс, совершающих возвратно-поступательное движение, равна:

, (2. 25)

где — сила инерции первого порядка;

— сила инерции второго порядка;

Следовательно,

, (2. 26)

где ,

— масса поршневого комплекта, кг;

— масса шатуна, кг.

Значения масс деталей кривошипно-шатунного механизма принимаем:

Поршень:

Шатун:

Угловая скорость вращения коленчатого вала равна:

(2. 27)

Определив силы и, строим сводный график сил, действующих на поршень.

Определение сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала

На шатунную шейку действуют две силы: сила, действующая по шатуну, и центробежная сила инерции.

Сила, действующая по шатуну, определяется по уравнению:

, (2. 28)

где — угол отклонения оси шатуна от оси цилиндра при повороте коленчатого вала на угол.

Центробежная сила инерции равна:

, (2. 29)

Рс=-(0,725*2,89+1,425)230,32*0,0625

где (2. 30)

— неуравновешенная часть коленчатого вала;

— масса шатуна.

Геометрическая сумма сил и образует результирующую силу, действующую на шатунную шейку.

Сила раскладывается на две составляющие:

сила — радиальная, действующая по радиусу кривошипа:

(2. 31)

сила — тангенциальная, перпендикулярная радиусу кривошипа:

(2. 32)

Результирующая сила подсчитывается по формуле:

(2. 33)

Полученные значения всех сил при разных углах поворота коленчатого вала приведены в таблице 2. 9:

Таблица 2.9 — Силы действующие кривошипно-шатунном механизме

Силы, Н

Pt

0

619

-10 652. 4

-11 271,2

-10 652,2

0

-9081,04

-11 669,2

21 702,4

20

-103. 1

-12 282. 8

-12 385,9

-30 098,8

-5346,99

-5524,65

12 441,6

40

-419. 55

-8709

-9128,55

13 058,18

-7136,7

-1185,12

9277,641

60

-462. 32

-3910. 2

-4372,52

4105,572

-4328,36

3275,991

4505,268

80

-535. 01

857. 7

322,69

-7769,92

333,726

10 642,7

335,5041

100

-308. 37

4578. 3

4269,93

5309,289

3994,093

33 676,95

4439,119

120

127. 81

6802. 7

6930,51

8355,268

5143,131

97 964

7139,991

140

683. 74

7704. 3

8388,04

-38 947,3

2548,287

90 413,84

7830,377

160

1423. 54

7851. 1

9274,64

-8047,22

2339,992

26 960,72

9316,387

180

2317. 3

7820. 4

10 137,7

-13 067,5

0

6167,461

10 137,7

200

3172. 57

7851. 1

11 023,67

16 115,14

-2781,27

-1753,73

11 073,29

220

4280. 15

7704. 3

11 984,45

7734,58

-3640,88

-6756,67

11 187,69

240

5905. 16

6802. 7

12 707,86

20 881,19

-9430,5

-10 321,7

13 091,97

260

7598. 59

4578. 3

12 176,89

-6269,98

-11 390,3

-12 107,4

12 659,38

280

10 228. 55

857. 7

11 086,25

-930,523

-11 465,4

-11 745,3

11 526,49

300

15 368. 72

-3910. 2

11 458,52

176 959,2

-11 342,8

-11 052,8

11 806,4

320

25 097. 42

-8708. 9

16 388,52

-9636,88

-12 812,5

-9957,42

16 656,18

340

49 412. 74

-12 282. 7

37 130,04

-16 168,5

-16 029

-8098,67

37 297,01

360

111 569. 5

-13 605. 5

97 964

47 958,86

0

-5499,55

97 964

380

111 967. 2

-12 282. 7

99 684,5

12 391,66

43 033,8

-2150,69

100 132,8

400

50 225. 25

-8708. 9

41 516,35

16 579,02

32 457,48

-61,9229

42 194,41

420

25 482. 29

-3910. 2

21 572,09

-6951,73

21 354,21

-1268,9

22 227,01

440

15 548. 33

857

16 405,33

870,6064

16 966,39

-6139,08

17 056,79

460

10 314. 08

4578. 3

14 892,38

19 002,63

13 930,33

-11 889,4

15 482,47

480

7641. 36

6802. 7

14 444,06

-8635,79

10 718,94

-14 478,4

14 880,65

500

6012. 07

7704. 3

13 716,37

-8716,76

4167,033

-9081,04

12 804,46

520

4228. 83

7851. 1

12 079,93

118 298,2

3047,766

-5524,65

12 134,3

540

3232. 44

7820. 4

11 052,84

8337,174

0

-1185,12

11 052,84

560

2390

7851. 1

10 241,1

11 228,57

-2583,83

3275,991

10 287,2

580

1470. 58

7704. 3

9174,88

-20 972,8

-2787,33

10 642,7

8564,905

600

893. 28

6802. 7

7695,98

-6809,35

-5711,19

33 676,95

7928,599

620

162. 03

4578. 3

4740,33

-10 219

-4434,1

97 964

4928,158

640

-278. 44

857. 7

579,26

1354,194

-599,071

90 413,84

602,2625

660

-582. 06

-3910. 2

-4438,26

-4052,23

4393,434

26 960,72

4573,004

680

-744. 56

-8708. 9

-9453,46

-56 480,9

7390,715

6167,461

9607,858

700

-825. 81

-12 282. 7

-13 108,5

14 637,87

5658,944

-1753,73

13 167,46

720

-872. 85

-13 605. 5

-14 478,4

16 215,58

0

-6756,67

14 478,35

На основании расчетов строим график сил.

Рис. 2.2 — График силы R, действующей на шатунную шейку

Нагруженность шатунной шейки и определение ее размеров.

Для определения среднего и максимального давления на шатунную шейку необходимо построить графическую зависимость R = f (a). Путем планиметрирования площади под кривой R = f (a). находят среднюю величину силы Rcp. Среднее Pшср и максимальное Рмахш удельные давления на шатунную шейку, МПа:

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой