Индикаторные параметры рабочего цикла

1.8.1. Теоретическое среднее индикаторное давление дизеля:

1,3 МПа.

1.8.2. Действительное среднее индикаторное давление дизеля:

                             =   = 1,3 0,92 = 1,2 МПа

где  = 0,92 …0,97 – учитывание “скругления” индикаторной диаграммы

1.8.3. Рассчитаем индикаторную мощность: кВт.

где дм³(л).

1.8.4.. Рассчитаем крутящий момент:                     

Нм.

1.8.5. Определяем индикаторный КПД:                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                0,40.

1.8.6. Определяем индикаторный удельный расход

=  =  = 172

 

 

Эффективные параметры рабочего цикла

1.9.1. Рассчитываем среднее давление механических потерь (работа, затрачиваемая на трение и привод вспомогательных агрегатов, приходящаяся на единицу рабочего объема):

МПа,

где  и  - коэффициенты, зависящие от числа цилиндров и от отношения хода поршня к диаметру цилиндра S/ D определяется по таблице 9.

Средняя скорость перемещения поршня

 м/c

1.9.2. Рассчитываем среднее эффективное давление (эффективную работу, снимаемую с единицы рабочего объема):

МПа.

1.9.3. Рассчитываем механический КПД:

.

1.9.4. Определяем эффективную мощность:

кВт.

1.9.5. Определяем эффективный КПД:

.

1.9.6. Определяем эффективный удельный расход топлива:

.

1.9.7. Вычисляем эффективный крутящий момент:

Нм.

1.9.8. Расход топлива:

.

1.9.9. Литровая мощность:

.

 

1.10. Построение свернутой (Р-V) или (Р- S) и развернутой (Р-φ)

 индикаторных диаграмм

Расчеты всех четырех тактов представлены в таблице 32.

 

1 такт (впуск - )

Р_а = const =0,0931 МПа. (из п.1.3.2)

Для приближения теоретической индикаторной диаграммы к действительной при стыковке линий выпуска и впуска применяют:

 

2 такт (сжатие - )

Текущее значение давления в период сжатия:

В соответствии с исходными данными

мм;    мм;      ;

мм.

При , значение  должно совпадать со значением Р_с в тепловом расчете.

При скруглении индикаторной диаграммы в точке «с» необходимо учесть некоторое повышение давления за счет тепловыделения в период движения поршня от точки «с'» (начало подачи топлива) до точки «с» (верхняя мертвая точка).

Это повышение учитывается приближенно на основе экспериментальных данных: . Принимаем приближенно МПа.

 

3 такт (расширение - )

1 участок () – предварительное расширение

 =10,224 МПа (п.1.5.2.7)

Значение  определим из соотношения:

.

для       из табл.10.

.

 мм.

2 участок () – последующее расширение

Давление в период расширения:

.

.

Проверка                    МПа.

Для стыковки линий расширения с линией выпуска газа в точке «в» проводится скругление:

МПа.

.

 

 

Тепловой баланс

1.11.1. Доля тепла, затраченная на полезную работу:

 0,40

1.11.2. Доля тепла, уносимая с отработавшими газами:

 0,35

.

Рассчитываем температуру отработавших газов:

Рассчитываем энтальпию отработавших газов (табл. 7).

.

Рассчитываем энтальпию поступившей смеси:

.

1.11.3. Доля тепла, передаваемая охлаждающей среде:

 0,25

 

ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

 

2.1. Расчет кривошипно-шатунного механизма

2.1.1. Давление газов на поршень в зависимости от угла поворота кривошипа рассчитано в таблице 32. Его значение записываем в графу 2 табл. 34. Результаты последующих расчетов также заносим в табл.34.

2.1.2. Избыточное давление газов над поршнем (рис.6):

 МПа.

2.1.3. Рассчитываем удельные массы КШМ, совершающие возвратно-поступательное движение: .

Из таблицы 11 выбираем значения удельных масс:

;          .

По заданию имеем: ;  м;

м²; .

2.1.4. Удельная сила инерции возвратно-поступательного движения:

 МПа.

Результаты расчетов заносим в графу 5 таблицы 34.

2.1.5. По нижеприведенным соотношениям рассчитаем остальные удельные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме (см. рис.6):

, МПа;

, МПа;

, МПа;

, МПа;

, МПа;

Результаты расчетов заносим в таблицу 34.

2.1.6. Рассчитываем суммарный крутящий момент от одного цилиндра:

Нм.

Значение  заносим в графу 15 таблицы 34.

2.1.7. Рассчитываем суммарный крутящий момент от 8 цилиндров, пользуясь таблицей 35.

Порядок работы цилиндров - 1_л-1_п-4_л-2_л-2_п-3_л-3_п-4_п   или 1-5-4-2-6-3-7-8

2.1.8. Период суммарного крутящего момента равен:

.

2.1.9. Средний индикаторный крутящий момент определяется после построения рис. 10:        =        или    Нм  (см. п.1.8.4)

2.1.10. Удельная центробежная сила инерции от вращающейся массы шатуна, сосредоточенной на радиусе кривошипа:

 МПа.

2.1.11. Рассчитываем силу, действующую на поверхность шатунной шейки (графа 18 таблица 34):

                    =   =  , МПа

2.1.12. Строим на миллиметровой бумаге графики сил и крутящих моментов в соответствии с приведенными на рис. 7…10.

 

 

                   2.2. Построение полярной диаграммы сил

2.2.1. Cхема построения полярной диаграммы сил , действующей на поверхность шатунной шейки, представлена на рис.11.

2.2.2. Строим координатную систему  - , с центром в точке О, в которой отрицательная ось  направлена вверх.

2.2.3. В табл.34 каждому значению  = 0, 30, 60, … соответствует точка с координатами  - . Наносим на плоскость  -  эти точки по схеме рис.11. Последовательно соединяя точки, получим полярную диаграмму. Вектор, соединяющий центр О с любой точкой диаграммы, указывает направление вектора  и его величину в соответствующем масштабе.

2.2.4. Строим новый центр , отстоящий от О по оси  на величину центробежной силы от вращающейся массы нижней части шатуна   (п.2.1.10). В этом центре условно располагают шатунную шейку с диаметром  (рис.11).

2.2.5. Вектор, соединяющий центр О с любой точкой построенной диаграммы указывает направление действия силы  на поверхность шатунной шейки и ее величину в соответствующем масштабе.

2.2.6. Касательные линии из центра  к верхней и нижней частям полярной диаграммы отсекают наиболее нагруженную от наименее нагруженной части поверхности щатунной шейки.

2.2.7. Масляное отверстие располагают в середине наименее нагруженной части поверхности щатунной шейки.

 

 

               2.3. Построение развернутой диаграммы сил

В таблице 34 приведена рассчитанная в п. 2.1.11 сила , действующая на поверхность шатунной шейки (графа 18 таблица 34). На основе этих имеющихся данных строят на миллиметровой бумаге графики сил в зависимости от угла поворота кривошипа в соответствии с рис.12 и определяют ее среднее значение:                                   =  , МПа

 

3. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ НА ПРОЧНОСТЬ

Все конструктивные размеры для проведения расчетов деталей дизельного двигателя на прочность выбираются в соответствии с табл.31(исходные данные для проектирования) и табл.17, а силы - из таблиц 32 и 34.

 

Расчет поршня

3.1.1. Напряжение изгиба в днище поршня от газовой силы (рис.13):

МПа.

где  - из таблицы 32,  и  из таблицы 17.

.

При наличии ребер жесткости МПа для алюминиевых поршней.

3.1.2. Напряжение сжатия от газовых сил в сечении X-X (рис. 13), ослабленном масляными отверстиями:

 42,44 МПа

     

.

где ; (число отверстий);

 мм – диаметр масляного отверстия,   = .

МПа - для алюминиевых сплавов.

3.1.3. Напряжение разрыва в сечении Х-Х:

МПа.

где МПа – для алюминиевых сплавов.

3.1.4. Сложное напряжение в верхней кольцевой перемычке от среза и изгиба по третьей теории прочности:

                

 МПа.

где МПа.

Удельное давление поршня, отнесенное к высоте юбки поршня:

 МПа.

 = (0,33 … 0,96) МПа.

Удельное давление поршня, отнесенное ко всей высоте поршня:

 МПа.

 = (0,22 … 0,42) МПа

 

 

3.2. Расчет поршневого кольца

    3.2.1. Определяем с реднее давление поршневого кольца на стенку цилиндра двигателя (рис.13 и 14) согласно выражению:

МПа.

где  - модуль упругости,  - из табл.17,  МПа.

3.2.2. Рассчитываем эпюру давления кольца в различных его точках:

                                        =  , МПа

где   - коэффициент для различных углов  - окружности кольца

Результаты расчетов сводим в табл.36 и строим эпюру давлений кольца на стенку цилиндра в соответствии с рис.14.

3.2.3. Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень:

 МПа,

где т =1,57 – экспериментальный коэффициент, зависящий от способа надева-

    ния кольца на поршень

Допустимое напряжение  МПа.

    

Расчет поршневого пальца

3.3.1. Рассчитываем удельное давление пальца на втулку верхней головки шатуна:            МПа.

 МПа.

где  -коэффициент, учитывающий уменьшение инерционной силы за счет учета массы поршневого пальца (для дизелей  = 0,68 … 0,82)

Для современных дизельных двигателей -  МПа.

3.3.2. Удельное давление пальца на бобышку:

 МПа.

Здесь ,  и  из таблицы 17.

Для современных дизельных двигателей -  МПа.

3.3.3. Напряжение от изгиба поршневого пальца:

 МПа.

где - отношение внутреннего диаметра пальца к наружному из табл.17

                                                МПа.

3.3.4. Касательные напряжения от среза пальца в сечениях, расположенных между бобышками и головкой шатуна (рис.13):

 МПа.

                                       МПа.

3.3.5. Увеличение диаметра пальца в его средней части (овализация):

=

 мм.

Значение  не должно быть больше мм.

 

Расчет стержня шатуна

3.4.1. Рассчитываем напряжение сжатия в сечении В-В от сжимающей силы P  в плоскости качания шатуна (рис.15):

         =1,15 =151,58

где P =11,006 МПа – из таблицы, k =1,15, F =7084мм ,

Выбираем размеры стержня шатуна - h , b , a , t  из табл. 17:

h = 1,3h = 1,3 х 0,50d =1,3 х 0,50 х 1,50d =1,3 х 0,50 х 1,5 х 0,38 х D =

= 0,3705 х 120 = 44,5мм;    b =0,6 х h =27 мм;  a = t = 7мм;

F = h b - (b - a )(h -2 t ) = 44,5 х 27 - (27 - 7)(44,5 -14) = 591,5 мм .

к - коэффициент, учитывающий влияние продольного изгиба шатуна в плоскости качания шатуна (для современных двигателей к =1,08 … 1,15).

3.4.2. Рассчитываем напряжение сжатия в сечении В-В от сжимающей силы P в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

               = k =1,05 х 11,006 х  МПа;

где к =1,05.     Для современных двигателей к =1,08 1,1.

3.4.3. Рассчитываем напряжение от действия растягивающей силы:

               = = 1,945 х 11,98  МПа.

где P - из табл.34.

3.4.4. Рассчитываем средние значения напряжения цикла:

- в плоскости качания шатуна: = МПа.

- в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

= МПа.

3.4.5. Рассчитываем средние значения амплитуды напряжений цикла:

- в плоскости качания шатуна: = МПа.

- в плоскости, перпендикулярной плоскости качания шатуна:

= МПа.

3.4.6. Рассчитываем амплитуды цикла с учетом концентрации напряжений в зависимости от размера и способа обработки поверхности детали:

- в плоскости качания шатуна: =87,44  МПа.

     Здесь для стали 40Х из табл. 22:

                МПа;  МПа;  МПа;

                 МПа; (табл. 23);

         - коэф. концентрации напряжений;

       (для h =44 из табл. 19); (табл. 20, обдувка дробью).

- в плоскости, перпендикулярной плоскости качания:

                                 =  МПа.

          Так как:       и

,

           то запас прочности определяется по пределу усталости:

n = ;

n = .

где - предел прочности материала шатуна – определяется по табл. 21:

- коэффициент, учитывающий абсолютные размеры детали;

- коэффициент, учитывающий способ обработки поверхности детали;

- определяются по табл. 18 22.

 

РАСЧЕТ СИСТЕМ ДВИГАТЕЛЯ

Расчет системы смазки

На рис. 16 представлена принципиальная схема системы смазки двигателя, по которой необходимо ознакомиться с ее основными элементами и их назначением. Затем произвести расчет циркуляционного расхода масла и мощности, затрачиваемой на привод масляного насоса.

4.1.1. Рассчитываем количество тепла, отводимого от двигателя маслом, учитывая, что в современных автомобильных и тракторных двигателях маслом отводиться 1,5…3 % от общего количества теплоты, введенной в двигатель с топливом (G - п.1.9.8, H - табл.1).

Задаем =0,02;

Q .

4.1.2. Рассчитываем массовый циркуляционный расход масла:

G ,

где с =2,094  - удельная теплоемкость масла;

К – температура нагрева масла.

4.1.3. Рассчитываем стабилизационный расход масла:

G .

4.1.4. Определяем расчетную производительность насоса с учетом утечек масла через радиальные и торцевые зазоры при = 0,7:

G .

Для современных двигателей:  = 0,6 … 0,8 – к.п.д. насоса.

4.1.5. Рассчитываем мощность, затрачиваемую на привод масляного насоса:     N ,

где H - напор в масляном насосе;

P=0,5 МПа – перепад давления в насосе; 

 - плотность масла в системе;

 - механический КПД насоса.

 

Расчет системы охлаждения

Необходимо ознакомиться с основными элементами системы охлаждения и их назначением (рис. 17). Затем произвести расчет циркуляционного расхода охлаждающей жидкости и мощности, затрачиваемой на привод насоса.

4.2.1. Рассчитываем количество тепла, отводимого от двигателя охлаждающей жидкостью при (согласовать с п.п.1.11 и 4.1.1), включая

=0,02:    Q ,    

   G - расход топлива,   (см.п.1.9.8).

4.2.2. Рассчитываем циркуляционный расход жидкости в системе охлаждения:                            G   ,

где с - удельная теплоемкость охлаждающей жидкости (для воды с =4,187 );  - перепад температуры охлаждающей жидкости на выходе и входе в двигатель.

4.2.3. Рассчитываем производительность насоса:

G =   ,

где  - коэффициент подачи насоса.

4.2.4. Рассчитываем величинy напора на насосе:

               H = ,       

 где P=0,05…0,15 МПа – перепад давления на выходе и входе насоса,

   - плотность охлаждающей жидкости (для воды =1000 ).

4.2.5. Определяем мощность, затрачиваемая на приводнасоса:

,

где =0,8 – механический КПД насоса.