Тепловой расчёт и тепловой баланс дизельного двигателя без наддува

 

 

=880,4 Н*м

 

=34 Н*м

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

     Силы, действующие  на шатунные шейки коленчатого  вала отодного шатуна. Полярную диаграмму силы S , действующей нашатунную шейку, строят графическим сложением векторов сил K и T (cм.табл. 15). Масштаб полярной диаграммы = 0,5 кН в мм.

 

Диаграмма силы S с центром в точке Ош ( = / = –7,7 / 0,5 = –15,4 мм) является полярной диаграммой нагрузки на шатунную шейку от действия одного шатуна. Значения силы для различных φ, снятые с полярной диаграммы (рис. 1.9), заносят в табл. 1.16 и по ним строят диаграмму в прямоугольных координатах. Масштабы развёрнутой диаграммы: = 1 кН в мм и φp = 3° в мм.

 

По развёрнутой диаграммеопределяют:

 

==12,5 кН

 

=28 кН

 

= 1,25 кН

 

По полярной диаграмме строят диаграмму  износа

шатунной шейки. Сумму сил i , действующихпо каждому лучу диаграммы износа(от 1-го до 12-го), определяют с помощью табл. 17 (значения i втаблице выражены в кН). По диаграмме износа (MR = 40 кН в мм) определяют расположение оси масляного отверстия ( = 90°).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

φ°	Значения для лучей
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690	28,0 1,25 13,5 6,25 16,0 23,0 16,5 17,0 16,0 6,75 5,0 2,5 2,5 - 3,5 8,5 20,5 19,0 18,0 17,0 17,5 6,75 2,5 1,25	28,0 1,25 13,5 6,25 16,0 23,0 16,5 17,0 16,0 6,75 - - 2,5 - 3,5 - 20,5 19,0 18,0 17,0 17,5 6,75 2,5 1,25	28,0 1,25 13,5 - - - 16,5 17,0 16,0 6,75 - - 2,5 - - - - - 18,0 17,0 17,5 6,75 - -	- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -	- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -	- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -	- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -	- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -	- - - - - - - - - - - - - 9,5 - - - - - - - - - -	- - - - - - - - - - - - - 9,5 - 8,5 - - - - - - - -	28,0 - - 6,25 16,0 23,0 16,5 - - - - 2,5 2,5 9,5 3,5 8,5 20,5 19,0 18,0 - - 6,75 2,5 1,25	28,0 1,25 13,5 6,25 16,0 23,0 16,5 17,0 16,0 6,75 5,0 2,5 2,5 - 3,5 8,5 20,5 19,0 18,0 17,0 17,5 6,75 2,5 1,25
	268,75	260,25	160,75	-	-	-	-	-	4,5	18,0	184,25	268,75

 

Табл. 17

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.11 Уравновешивание.

 

Центробежные силы инерции рассчитываемого  двигателя полностьюуравновешены: Σ= 0.

      Суммарный момент  центробежных сил действует во  вращающейся плоскости, составляющей  с плоскостью первого кривошипа  угол 18°26', величина его

 

=(2)α=*(1,79+2*1,22)*0,0425*0,16=1667

 

Силы инерции первого порядка  взаимно уравновешены: Σ= 0. Суммарный момент сил инерции первого порядка действует в тойже плоскости, где и равнодействующий момент центробежных сил величина его

 

=α=3,162*2,68**0,0425*0,16=11136

 

Силы инерции второго порядка  и их моменты полностью уравновешены:

 

=0

=0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ДВИГАТЕЛЯ

 

2.1 Расчёт поршневой группы дизеля.

 

Поршень является наиболее напряжённым  элементом поршневойгруппы, воспринимающим высокие газовые, инерционные и тепловыенагрузки. Его основными функциями являются уплотнение внутрицилиндрового пространства и передача газовых сил давления с наименьшимипотерями кривошипно-шатунному механизму.

На основании данных расчётов (теплового, скоростной характеристикии динамического) диаметр цилиндра D = 85 мм; ход поршня S = 85 мм;максимальное давление сгорания = 10,75 МПа; = 4200 об/мин; площадьпоршня = 56,71; наибольшая нормальная сила = 0,00697 MH; φ= 390; масса поршневой группы = 1,46 кг; λ = 0,270.

В соответствии с существующими  аналогичными двигателями и сучётом  соотношений, приведённых в табл., принимаем: высотупоршня Н = 120 мм; высоту юбки поршня = 60 мм; радиальную толщинукольца t = 3,6 мм; радиальный зазор кольца в канавке поршня ∆t = 0,8 мм;толщину стенки головки поршня s = 7,5 мм; толщину верхней кольцевойперемычки = 5 мм; число и диаметр масляных каналов в поршне ' = 10и = 2 мм; (рис. 3.1.1). Материал поршня – алюминиевый сплав, = 22× 1/К; материал гильзы цилиндра – серый чугун, = 11・ 1/К.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Наименование элементов поршня	Дизели
Толщина днища поршня, δ/D	0,12…0,20
Высота поршня, H / D	1,00…1,50
Высота огневого (жарового) пояса, е/D	0,11…0,20
Толщина первой кольцевой перемычки,  /D	0,04…0,06
Высота верхней части поршня, /D	0,60…1,00
Высота юбки поршня, / D	0,60…0,70
Внутренний диаметр поршня	= D – 2 (s + t) + ∆t
Толщина стенки головки поршня, S / D	0,05…0,10
Толщина стенки юбки поршня, мм	2,00…5,00
Радиальная толщина кольца, t / D: компрессионного маслосъёмного	0,040…0,04 0,038…0,04
Радиальный зазор кольца в канавке  поршня ∆t, мм: компрессионного маслосъёмного	0,70…0,95 0,90…1,10
Высота кольца a, мм	3,00…5,00
Разность между величинами зазоров  замка кольцав свободном и  рабочем состоянии, / t	3,2…4,0
Число масляных отверстий в поршне,	6…12
Диаметр масляного канала, / a	0,3…0,5
Диаметр бобышки, / D	0,3…0,5
Расстояние между торцами бобышек, b / D	0,3…0,5
Наружный диаметр поршневого пальца, / D	0,30…0,38
Внутренний диаметр поршневого пальца, /	0,50…0,70
Длина пальца, / D: закреплённого плавающего	0,85…0,90 0,80…0,85
Длина головки шатуна, / D: при закреплённом пальце при плавающем пальце	0,28…0,32 0,33…0,45

Табл.18

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Напряжение сжатия в  сечении х-х:

-площадь сечения х-х

 

=()(-)-'=[*(-)-(10*15)]*=0,0030955

 

где=D-2*(t+∆t)=85-2*(3,3+1)=76,4 мм

 

=D-2*(S+t+∆t)=85-2(7,5+3,3+1)=61,4 мм

 

===15 мм

 

- максимальная сжимающая сила

 

==10,75*56,71=0,061 МН

 

-напряжение сжатия

 

===19,706 МПа

 

Напряжение разрыва  в сечении х-х:

 

- максимальная угловая скорость  холостого хода

 

===439,6

 

- масса головки поршня с кольцами, расположенными выше сечения х-х:

 

=0,5=0,5*1,46=0,76 кг

 

- максимальная разрывающая сила

 

=(1+)=0,76*0,0425**(1+0,27)=0,007527 мм

 

- напряжение разрыва

 

===2,561 МПа

 

 Напряжение в верхней кольцевой  перемычке:

- среза

 

===5,74 МПа

 

 

- изгиба

 

=0,0045=0,0045*10,75=13,98 МПа

 

- сложное

 

===18,102 МПа

 

   Удельное давление поршня  на стенку цилиндра:

 

===1,49 Мпа

 

===0,683 МПа

 

Гарантированная подвижность поршня в цилиндре достигается засчёт установления оптимальных диаметральных зазоров между цилиндром и поршнем при различных тепловых нагрузках, возникающих в процессе работы дизеля.

Диаметры головки и юбки поршня:

 

=D-∆г=85-0,51=84,49 мм

 

=D-∆ю

 

=D[1+(-)]-[1+(-)]=85*[1+11*(388-290)]-84,49*[1+22*(493-290)]=0,224 мм

 

=D[1+(-)]-[1+(-)]=85*[1+11*(388-290)]-84,49*[1+22*(428-290)]=0,147 мм

 

где = 388 К, = 493 К и = 428 К приняты с учётом жидкостногоохлаждения двигателя.

Зазор между юбкой и стенкой  цилиндра не обеспечивает гарантийной  подвижности поршня без заклинивания при возможном повышениитепловой нагрузки. Необходимо предусмотреть разрез на юбке поршня,обеспечивающий компенсацию недостаточной величины зазора.

 

 

 

 

 

Расчёт поршневого кольца дизеля. Материал кольца – серый чугун, Е = 1*МПа.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

=0,152E=*=0,167 МПа

 

где =3t=3*3,6=10,8 мм

 

Давление (МПа) кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности при  каплевидной форме эпюры давления

 

P=

 

Результаты расчёта p, а также mk для различных углов ψ приведеныв табл. 19.

 

Табл. 19

 

φ°	0	30	60	90	120	150	180
	1,05	1,05	1,14	0,90	0,45	0,67	2,85
P, МПа	0,175	0,175	0,19	0,15	0,075	0,112	0,476

 

По этим данным построена каплевидная  эпюра давлений кольца настенку цилиндра.

Напряжение изгиба кольца в рабочем  состоянии

 

=2,61=2,61*0,167=222,91 МПа

 

Напряжение изгиба при надевании  кольца на поршень

 

===366,9 МПа

 

Монтажный зазор в замке поршневого кольца

 

=[(-)- (-)]=0,08+3,14*85*[11**(498-290)-11**(388-290)]=0,403 мм

где =0,08 мм, =388 К, =498 К, =290 К.

 

 

 

 

Расчёт поршневого пальца дизеля. Принимаем: наружный диаметрпальца = 30 мм; внутренний диаметр пальца = 20мм; длина пальца= 75мм; длина втулки шатуна = 35мм; расстояние между торцамибобышек b = 35мм. Материал поршневого пальца – сталь 12ХH3A,

Е = 2,2・МПа.

 

Палец плавающего типа. Расчётная сила, действующая на поршневой палец:

 

– газовая

==10,75*56,71*=0,061 МН

 

    - инерционная

 

=-(1+)*=1,46**0,0425*((1+0,27)*=-0,01523

 

где ==439,6

 

- расчётная

 

         P=+k=0,061-0,72*0,01523=0,061-0,01096=0,05 МН

 

Удельное давление пальца на втулку поршневой головки шатуна

 

 

===47,62 МПа

 

Удельное давление пальца на бобышки

 

===50,50 МПа

 

Напряжение изгиба в среднем  сечении пальца

 

===178,021 МПа

 

 где ===0,667

 

   Касательные напряжения  среза в сечениях между бобышками  и головкой шатуна

 

===124,356 МПа

 

Вследствие неравномерного распределения  сил, приложенных кпальцу (принимается синусоидальное распределение нагрузки по поверхности пальца, при работе двигателя происходит деформациясечения пальца (овализация). Возникающие при этом напряжения имеютразличные значения по длине пальца и его сечению.

 

Наибольшее увеличение горизонтального  диаметра пальца при овализации

 

=()[0,1=**[0,1-]=0,08046 мм

 

Напряжения овализации на внешней  поверхности пальца:

– в горизонтальной плоскости (точки 1, ψ = 0°)

 

=[0,19-][0,1]=

=*[0,19*-*[0,1]=137,402 МПа

 

– в вертикальной плоскости (точки 3, ψ = 90º)

 

=[0,1=

=*[0,174*-*[0,1]=-264,323 МПа

 

Напряжение овализации на внутренней поверхности пальца:

– в горизонтальной плоскости (точки 2, ψ = 0º)

 

 

=[0,1=

=*[0,19*-*[0,1]=-335,813 МПа

 

– в вертикальной плоскости (точки 4, ψ = 90º)

 

=[0,1=

=*[0,174*-*[0,1]=215,563 МПа

 

 

 

 

 

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.

Теория двигателей внутреннего  сгорания основана на использовании  термодинамических зависимостей с учётом реальных факторов. Поэтому необходимо глубокое изучение процессов, происходящих в цилиндре двигателя. Динамика поршневых двигателей внутреннего сгорания включает расчёты кинематики звеньев преобразующих механизмов и их отдельных точек; расчёты сил инерции, развиваемых этими звеньями; разработку динамических моделей механизмов в целом; расчёт сил, действующих в кинематических парах. Таким образом определяются условия, необходимые для прочностных расчётов, что позволяет оптимизировать конструктивные особенности двигателя.

Важность теплового и динамического  расчёта возрастает в связи сповышением  уровня форсирования двигателей при  одновременном снижении их металлоёмкости (возникает проблема обеспечения прочности и жёсткости отдельных звеньев). В данном учебном пособии рассмотрены два типа двигателей: дизельный двигатель без наддува и с турбонаддувом.

Сопоставление расчётов этих двигателей с их прототипами показывает небольшие  отличия от оригиналов, что указывает  на вероятность оптимального расчёта  и не требует корректировки.

Настоящее учебное пособие будет  способствовать качественной подготовке специалистов по технической эксплуатации автомобилей.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.

1. А.И.  Колчин, В.П. Демидов «Расчёт автомобильных  и тракторных двигателей».

2. В.К.  Вахламов «Автомобили. Основы  конструкции».

3. В.М.  Мелисаров, М.А. Каменская, П.П.  Беспалько, А.М. Каменский «Тепловой  расчёт и тепловой баланс дизельного  двигателя без наддува и турбонаддувом.  Расчёт основных деталей двигателя».