![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
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 ра=0, 09 МПа. 4. Температура начала сжатия лежит в пределах [320…380] К. По результатам расчета Та=331, 1 К. 5. Параметры рабочего тела в конце сжатия лежат в пределах: n1=[1, 35…1, 38]; pc=[1, 2…2, 2] МПа; Tc=[600…900] К. По результатам теплового расчёта n1=1, 377, Тc =776.8 К, рc =1, 9958 МПа;. 6. Максимальная температура цикла бензинового двигателя находится в пределах [2500…2850] К. По результатам теплового расчёта Тz= 2817, 1 К. 7. Для двигателей с воспламенением от искры параметры процесса расширения лежат в пределах: n1=[1, 23…1, 3]; pz=[0, 35…0, 6] МПа; Tz=[1200 …700] К. По результатам расчёта: n2= 1, 252; pz=0, 4564 МПа; Tz= 1598, 2 К. 8. Среднее индикаторное давление характеризует эффективность действительного рабочего цикла pi=[0, 6…1, 6] МПа. По результатам теплового расчёта pi= 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 gi=[235…320] г/(кВт∙ ч). По результатам теплового расчёта gi= 223, 5 г/(кВт∙ ч). 11.По результатам теплового расчёта Ni= 86, 4 кВт. 12.Среднее эффективное давление для бензиновых двигателей находится в пределах pe=[0, 6…1, 3] МПа. По результатам расчёта pe=0, 91 МПа. 13. По результатам теплового расчёта Ne=70, 0 кВт. 14.Удельный эффективный расход топлива по результатам теплового расчёта ge= 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 (720о 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 3о. 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 dшш = 54, 0 мм, длина рабочей части шатунной шейки lшш = 34 мм, диаметр коренной шейки: dкш = 54 мм, длина рабочей части коренной шейки lкш = 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 mп.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 mш.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 mщ. каждой щеки колена, центр тяжести которой лежит на расстоянии rщ. от оси вращения вала, приводят к радиусу R кривошипа, исходя из условий равенства центробежных сил приводимой и приведенной масс: mщrщ2 = mщR2, откуда масса одной щеки, приведенной к радиусу кривошипа, будет равна: mщφ mщrщ /R. Приведенная масса колена вала обычной конструкции (без учета противовесов) равна: и условно считается сосредоточенной в центре шатунной шейки каждого колена вала.
3. Шатун, совершающий сложное плоскопараллельное движение. В случае индивидуального шатуна его масса mш условно заменяется двумя статически эквивалентными массами: а) mш.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) mш.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 Lш – длина шатуна; Lш.к. – расстояние от центра кривошипной головки до центра тяжести шатуна; Lш.п. – расстояние от центра поршневой головки шатуна до центра тяжести шатуна. Для большинства существующих конструкций автомобильных и тракторных двигателей [17]: mш.п. = (0, 2…0, 3) mш; mш.к. = (0, 7…0, 8) mш. 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, mj = mп.к. + mш.п.; б) массы, совершающей вращательное движение вокруг оси коленчатого вала с постоянной угловой скоростью ω и сосредоточенной в т.В, mR = mкR + mш.к. При выполнении динамического расчета двигателя значения масс поршневого комплекта и шатуна (mп.к. и mш) были приняты по данным прототипа: mп.к. = 0, 490 кг, mш = 0, 728 кг. По приведенным выше эмпирическим зависимостям подсчитываются эквивалентные массы шатуна: mш.п. = (0, 2…0, 3) mш = 0, 275. mш = 0, 275.0, 728 = 0, 2 кг; mш.к. = (0, 7…0, 8) mш = 0, 725. mш = 0, 725.0, 728 = 0, 528 кг. Тогда масса, совершающая возвратно-поступательное движение: mj = mп.к. + mш.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 Pj и центробежные силы инерции вращающихся масс KR (рис. 3.2). Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс действует вдоль оси цилиндра и равна Pj = -mj·j = -mj·Rλ 2(cosφ + λ cos2φ), или Pj = Pj1 + Pj2 = -(mjRλ 2cos φ +mjRsin2 φ cos2 φ), где Pj1 – сила инерции первого порядка; период изменения этой силы равен времени одного оборота коленчатого вала; Pj2 – 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 KR = -mRω 2 остоянна по величине, действует по радиусу кривошипа и направлена от оси коленчатого вала. Центробежная сила KR является результирующей двух сил: - силы инерции вращающихся масс шатуна KRш = -mш.к.Rω 2 - силы инерции вращающихся масс кривошипа KRк = -mкRω 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 Рг = (рг – ро)Fп, где Fп – площадь поршня, м2; рг и ро – давление газов в любой момент времени и атмосферное давление, МПа.
|